Книга
← К списку книгЗагрузка разделов…
активнаАктивные записи участвуют в каталоге и синках. Неактивная книга скрыта, но не удалена из базы.
Книга
ПРЕДИСЛОВИЕ
В большинстве современных рабочих машин необходимо регулировать скорость рабочих органов в зависимости от изменяющихся свойств обрабатываемого объекта, условий технологического процесса, свойств готового изделия, загрузки машин, возникающих сопротивлений и т. п. Оптимальным является бесступенчатое регулирование скорости. Его можно осуществлять механическими регулируемыми передачами (вариаторами), гидротрансформаторами и электрическими регулируемыми приводами. Вариаторы нашли широкое применение, так как от всех перечисленных средств регулирования они отличаются простотой и компактностью конструкции, наиболее высоким КПД.
За рубежом примерно в 10% приводов всех выпускаемых машин предусмотрены механические вариаторы. Их выпуском занимаются многие специализированные фирмы. Изготовляются вариаторы различных типов и конструкций, что обусловлено разными условиями их применения и требованиями к характеру нагрузки, надежности, габариту, массе и стоимости. Значительное распространение получили вариаторы, встроенные в сельскохозяйственные машины, станки, мототранспортные средства. Непрерывно появляются вариаторы новых типов и конструкций, совершенствуются старые. Практика показала, что многие давно известные и не оправдавшие себя конструкции в новых модификациях, при применении новых материалов и современной технологии производства оказываются рациональными. Особое значение приобрели вариаторы в связи с автоматизацией производства, так как автоматическое управление скоростным режимом работы машины наиболее просто и эффективно может быть осуществлено при наличии в кинематической цепи бесступенчатой передачи. В практике возникают и обратные задачи, когда при переменной скорости входного вала привода требуется обеспечивать постоянство угловой скорости рабочего органа машины, например, в приводе от двигателя внутреннего сгорания транспортного средства на генератор.
В СССР проведена существенная работа по исследованию и раз- внтню теории, расчета и конструирования вариаторов. Большая работа проделана по многодисковым, клиноременным, торовым, планетарным бесступенчаты^ передачам. Серийно выпускаются цепные и клиноременные вариаторы. Итоги проделанной работы
I* / 3
были обсуждены и подведены на пяти конференциях по вариаторам (1959—1976 гг.), результаты которых опубликованы в сборниках 13, 60, 61, 62].
Настоящее издание книги имеет целью обобщить накопленный материал по теории, расчету и конструированию механических бесступенчатых передач. В ней описаны все наиболее оправдавшие себя типы клиноремелных и фрикционных вариаторов. При подготовке данного издания материал книги существенно переработан. В книге отражены исследования, проведенные в последние годы в области клиноремзнных передач с постоянным и переменным передаточным отношением, а также в области фрикционных вариаторов. При рассмотрении всех вопросов ставилась задача довести их до инженерных решений.
По сравнению с предыдущим изданием опущена глава, посвященная цепным вариаторам [30], материал по зубчатым передачам и другие второстепенные сведения.
Анализ современного состояния исследований и производства вариаторов позволил выявить определенные тенденции развития в этой области, которые приведены в соответствующих разделах книги. Существенно переработаны главы, посвященные клиноременным вариаторам. В них отражено развитие теории, связанное с учетом влияния упругих свойств ремней при изгибе, поперечном сжатии и сдвиге на тяговую способность передачи. Подробно рассмотрены причины падения скорости. По-новому дана трактовка кривых скольжения* Приведены результаты последних экспериментальных исследований, а также новые данные по нагрузочной способности клиноременных вариаторов с уточнением их расчета. Введен новый материал, посвященный автоматическим клиноременным вариаторам мототранспортных средств.
В главах, посвященных фрикционным вариаторам, с более общих позиций дано скольжение фрикционных колес с несовпадающими вершинами конусов, как комплексное проявление геометрического и упругого скольжений. Отражена современная точка зрения на гидродинамический характер трения фрикционных пар, работающих в масле, дан новый материал по волновым фрикционным вариаторам. Освещены результаты последних исследсваний торовых, многодисковых и некоторых других типов вариаторов.
В книге приведены сведения о разработанных ВНИИредукто- ром рядах многодисковых вариаторов и приводов.
Как и во втором издании, главы, посвященные клиноременным вариаторам, переработаны Б. А. Прониным, главы, в которых рассмотрены фрикционные вариаторы, — Г. А. Ревковым, главы 8 и 9 — совместно обоими авторами.
Предлагаемая книга, конечно, не может ответить на все вопросы применения и конструирования бесступенчатых передач, работающих трением. Однако авторы надеются, что книга поможет при решении практических задач, а также в выборе направлений для исследований вариаторов.
ОСНОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
Общие обозначения
Д — диапазон регулирования; а —— мажосевое расстояние;
D, d, Dx ——наибольший, наименьший и текущий расчетные диаметры шкивов, колес;
尸九 Fni Fr ——окружная, нормальная, радиальная силы;
g — ускорение свободного падения;
i — передаточное отношение;
М —— крутящий момент;
N — мощность;
п —— частота вращения;
R, г, R* ——наибольший, наименьший и текущий расчетные радиусы шкива, колеса;
и ——окружная скорость на расчетной окружности;
%к — скорость скольжения;
%6 — окружная скорость на периферии шкива, колеса;
т) — коэффициент полезного действия;
卩一коэффициент Пуассона;
W ——относительная потеря скорости;
@ —■ коэффициент тяги;
з ——угловая скорость.
Индексы: х — текущее, max — наибольшее, min — наименьшее значение данной величины; 0 ——значение данной величины при холостом ходе; 1 ——к ведущему; 2 — к ведомому шкиву, колесу.
Для клиноременных вариаторов
6p,瓦，月,6p,瓦，月,Ер, %,Ер, %,Пс — приведенная поперечная податливость;
6p,瓦，月,
6p,瓦，月,
Ер, %,
Ер, %,
&ср — ширина ремня расчетная, по верхнему, ннжнему основанию и средняя;
Ср — продольная жесткость ремня;
Сд — жесткость деталей передачи в направлении линии центров;
Сп —■ осевая жесткость пружины;
Db —— наибольший н наименьший конструктивные диаметры шкивов;
£с — приведенные модули упругости ремня при растяжении, изгибе и сжатии;
尸一текущая сила натяжения ремня;
尸ц — натяжения ремня в покое, на холостом ходу и от центробежных сил;
尸2 ——натяжение ведущей и ведомой ветви ремня;,
尸。——сила, действующая на вал;
尸* — осевая сила;
/'——приведенный коэффициент трения;
G ——модуль упругости ремня при сдвиге；
Л ——высота (толщина) ремня; ■
力p,力цт —— расстояния от верхнего основания сечеиия ремия до нейтральной (расчетной) линии и до центра тяжести;
九 1 ——расстояние от нейтральной линии до иижиего основания сечеиия ремня;
九3 ——высота зуба ремня;
/ic ——толщина ремня по сечению между зубьями;
/ ——момент инерции сечеиия ремня;
Jo ——то же, живого сечеиия между зубьями;
k —— полезное напряжение;
L — длина ремня;
/и = е ° ——отношение иатяжеиии ветвей ремия;
р — давление иа рабочей поверхности;
q — масса 1 м ремня;
S, Si ——площади сечеиия соответственно всех ремней комплекта и одного ремня;
Т — срок службы ремня, ч;
〃,〃？Ф — частота пробегов общая и эффективная;
х ——перемещение каждого подвижного диска;
У — относительная осевая сила;
у — расстояние р а сема тр иваемо го волокна от нейтральной линии;
2рф — эффективное число циклов до разрушения;
z, 2щ ——число ремней и шкивов в передаче;
а, ат ——угол обхвата действительный и теоретический;
ас — угол скольжения;
ап ——углы сцепления (покоя);
%, а； — углы входа и выхода;
В — угол между вектором скорости скольжения и касательной к окружности;
¥ ——угол между прямолинейной ветвью и линией центров;
Д — минимальный зазор между дисками;
В ——угол деформации сечения ремия при изгибе;
е ——относительная деформация растяжения;
0 ——отношение осевых сил на ведущем и ведомом шкивах;
0 — угол жесткости ремня;
8 — относительный диаметр шкива;
К — коэффициент относительной жесткости ремня и деталей передачи;
Л ——относительное межосевое расстояние;
九——деформация ремия, пружины;
V — относительная ширина ремия;
vp> vH, vc ——коэффициенты полезной упругости при растяжении, изгибе и поперечном сжатии ремия;
р — угол трения, радиус кривизны;
Ро ——начальный радиус ремия, вулканизируемого в круговой форме;
о — напряжение растяжения в ремне (с теми же индексами, что и силы натяжения);
°и, °сж 一 напряжение изгиба и поперечного сжатия;
而一угол канавки;
Фо ——угол иедеформироваииого ремня;
攵——коэффициент уменьшений деформаций изгиба за счет вулканизации в круговой форме.
Для фрикционных вариаторов
尸——сила треиия между фрикционными колесами;
0f，qn — погонная по длине контакта окружная сила и нормальная; Р — коэффициент запаса сцепления;
?r ——геометрическое скоЛьженйе в передаче；
0 — коэффициент треиия качения;
а — протяженность контактного пятна в направлении движения;
b ——ширина рабочего пояса фрикционной пары (протяженность контактного пятиа в направлении, перпендикулярном движению);
/п — расстояние полюса качения от середины ширины рабочего пояска.
Г л а^в а 1
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
НАЗНАЧЕНИЕ И КЛАССИФИКАЦИЯ ВАРИАТОРОВ
Для правильного применения бесступенчатого регулирования и выбора средств его осуществления рабочие машины в зависимости от требований к скоростному режиму можно разделить на следующие группы.
Машины, работающие при постоянной скорости рабочих органов: генераторы, вентиляторы, специализированные станки и др.
Машины универсальные, рассчитанные на переменные условия работы, различные операции, значительное колебание физико-механических и размерных свойств объекта. При этом могут иметь место два случая:
скоростной режим не обусловлен технологическим процессом и определяется стремлением получить наибольшую производительность, использовать полную мощность — автомобили, станки на черновых операциях, транспортеры;
скоростной режим зависит от технологического процесса — сельскохозяйственные машины, станки для чистовой обработки, центробежные классификаторы, аппараты химического производства (экструдеры, грануляторы, каландры), технологические конвейеры, испытательные стенды, машины технологических линий по производству асбоцементных труб, шифера, легкой кровли, машины по переработке доменных шлаков и др.
Машины узкого назначения, требующие изменения скоростных режимов в процессе осуществления технологического процесса: волочильные станы, машины для производства бумаги, канатовьющие, тестомесильные; дозаторы； машины центробежного литья; намоточные аппараты； различные текстильные машины.
Особое место занимают приборы с переменным скоростным режимом или с переменным передаточным отношением.
Подавляющее число машин второй группы для изменения скоростного режима снабжено ступенчатыми коробками передач с большим числом зубчатых пар. Так, в коробках передач автомобилей их 4—6, самоходных шасси 8—11, станков 5—16 лишь в механизме главного движения. Применение в этих машинах бесступенчатых передач упрощает конструкцию, позволяет устанав-
ливать оптимальный скоростной режим в соответствии с технологическим процессом или изменившимися условиями работы. Возможность ускорения холостых ходов и регулирования скорости на ходу, без остановки, сокращает вспомогательное время. Все это существенно повышает производительность труда.
При относительно редком изменении условий работы машин бесступенчатое регулирование скорости носит спорадический характер и, как правило, осуществляется вручную. Если условия работы изменяются часто или непрерывно, то наибольший эффект достигается при автоматизированном управлении, когда скорости рабочих органов автоматически устанавливаются в зависимости от изменившихся параметров. Для этих условий работы применение ступенчатых коробок передач особенно нежелательно. Частое переключение скоростей помимо большой затраты времени весьма утомительно для рабочего.
Показательно значительное распространение бесступенчатой автоматической трансмиссии с клиноременным вариатором в мототранспортных средствах: мопедах, мотороллерах, мотосанях, мотоуборочных машинах. При подобной трансмиссии управление осуществляется одной педалью подачи газа, манипулирование сцеплением и коробкой передач отсутствует. Это, помимо упрощения и облегчения управления машиной, позволяет водителю основное внимание уделять дорожной обстановке, одновременно обеспечивает использование двигателя в оптимальном режиме без резких ускорений движения, а также без перегрузок при малых скоростях.
Машины третьей группы вообще не могут качественно работать без бесступенчатого регулирования. Так, при намотке пряжи в шпули, бумаги в рулоны, проволоки при волочении в бурты необходимо поддерживать постоянную линейную скорость. Для этого угловая скорость должна изменяться непрерывно или при переходе от одного ряда к другому. В тестомесильных машинах частота вращения должна непрерывно изменяться в зависимости от густоты замеса. Замена в этой группе машин коробок передач вариаторами повышает качество работы и производительность машин. Наиболее характерным для этих машин является автоматическое управление скоростным режимом, осуществляемое непрерывно в ходе технологического процесса.
Важным для ряда случаев является то, что бесступенчатые передачи вызывают меньший шум и значительно меньшие вибрации, чем зубчатые коробки передач. Это улучшает качество работы машин.
Применение бесступенчатых передач особенно удобно в авто- матически действующих системах. Непрерывность регулирования бесступенчатой передачи и возможность его осуществления без останова машины позволяют легко автоматизировать управление.
Достоинства вариаторов обусловили широкое их распространение в различных областях машиностроения (в станкостроении,
пищевой, легкой, тяжелой, химической промышленности; в энергетике; в сельскохозяйственных, строительных и дорожных машинах).
В настоящее время в машиностроении используется значительное количество различных бесступенчатых передач, отличающихся как принципом работы, так и конструкцией. Одни из-за малой износостойкости рабочих тел, низкого КПД, ограниченной нагрузочной способности, невысокой надежности себя не оправдали, другие же оказались работоспособными и получили распространение в тех или иных областях машиностроения.
Существующие вариаторы по принципу работы и виду контакта рабочих тел можно разделить на следующие группы:
Передачи непрерывного действия: а) работающие трением: с непосредственным контактом —— фрикционные; с гибкой связью —ременные и цепные; б) работающие зацеплением: с непосредственным контактом —— зубчатые; с гибкой связью —— цепные.
Передачи периодического действия (импульсные): а) рычажные; б) инерционные.
,Конструктивно наиболее просто бесступенчатое регулирование ■осуществляется в передачах трением, вследствие чего они получили преимущественное распространение в вариаторах.
Передачи зацеплением характеризуются большим постоянством установленного передаточного отношения, меньшим давлением на валы, большей дол го вечностью. Однако из-за необходимости иметь шаг рабочих колес переменным, они оказываются конструктивно сложными и дорогими в изготовлении. Зубчатые передачи практически не применяются. Надежными и достаточно долговечными являются цепные вариаторы.
В передачах периодического действия ведомое звено получает движение импульсами. Очевидно, что при таких передачах в них и в приводимых ими в движение системах имеют место значительные инерционные воздействия, снижающие долговечность элементов машин. Этот недостаток импульсных передач ограничивает их распространение, хотя конструктивно они относительно просты.
Бесступенчатые фрикционные передачи нашли применение в приводах с малыми габаритами — в станках, приборных механизмах. При рациональном конструировании и тщательном изготовлении они имеют наиболее высокий КПД. Жесткость их характеристики, т. е. зависимость частоты вращения от нагрузки передачи, может быть получена в большом диапазоне — от мягкой до весьма жесткой, при которой угловая скорость ведомого вала не зависит от нагрузки передачи. Однако конструирование и изготовление фрикционных вариаторов требуют высокой квалификации и могут быть обеспечены только на специализированных заводах.
При выборе нерациональных схем, непродуманном назначении параметров передачи или при недостаточном уровне изготовления 10
показатели работы фрикционных вариаторов （КПД, долговечность, шумность） резко ухудшаются.
Ременные вариаторы более универсальны, менее сложны в производстве и в ремонте, надежны в эксплуатации, могут работать в любых условиях, в частности, при ударной нагрузке. Вследствие этих преимуществ их применяют чаще фрикционных. КПД ременных вариаторов достаточно высок, но по габаритам и жесткости характеристики они уступают фрикционным.
Вариаторы могут быть встроены в машины или представлять собой отдельный агрегат. В первом случае вариатор проектируют и изготовляют специально для данной машины или для данного типа машин. Во втором случае применяют универсальные вариаторы или мотор-вариаторы, выпускаемые специализированными заводами. Бесступенчатые ременные передачи могут быть бес- корпусного типа ——состоять из регулируемых шкивов, насаживаемых на валы двигателя, и рабочей машины. Для понижения частоты вращения ведомого вала к вариаторам пристраивают зубчатые редукторы, что делает привод весьма компактным.
Если диапазон регулирования вариатора меньше требуемого для данной машины, то последовательно устанавливают два вариатора, комбинируют вариатор с зубчатыми передачами или применяют замкнутые приводы с включением в одной цепи вариатора и замыканием контура дифференциалом. Подобные же приводы применяют и тогда, когда требуется передать мощность большую, чем может передать вариатор （см. гл. 12）.
1.2. ОСНОВНЫЕ ЗАВИСИМОСТИ.ХАРАКТЕРИСТИКИ ВАРИАТОРОВ
Изменение угловой скорости ведомого вала производится изменением диаметров одновременно обоих колес или одного из них. Переменные и предельные передаточные отношения вариатора будут
£ =勺=d2*.，= 耽 一 D2 .
" n2x D1х（1 一 E） , maX门?mln厶（1 -E）'
'min'minn2max Di （1 •—三）n2max Di （1 •—三）（1）（1）
'min
'min
n2max Di （1 •—三）
n2max Di （1 •—三）
（1）
（1）
Соответственно частоты вращения ведомого вала
一也岂上目，П — d向（I-г_）办（1一0
2AD2X ， rt2min 一， 电max—•（/丿
Кинематическим параметром вариатора служит диапазон регулирования ——отношение предельных частот вращения ведомого вала
⑶11⑶11д 也2шах i imax. AD?
⑶
11
⑶
11
^2 min imin 山&
Наиболее часто применяются передачи с симметричным регулированием на замедление и ускорение, дающие наибольшие значения Д при меньших габаритах. Для них ^ = d2 = d, б = D& = D и, следовательно,
1D
(la)
小 imm(lT)2— d(l—g)
—it，
〃=^ax(l — F=(2
(За)
—V 也2min也2inax
⑷
В передачах с постоянным ведущим ременным ведомым колесом
(厶=01 :
=£>) и ne-
^2.
(16)
“maxdqt)， “min—QQT)，
_ D/h(l Т).
(26)
77.
(36)
При постоянном ведомом (山「D^ = D) и переменном ведущем колесе
max由（1—自）'工EE一 5（l_g），U/
(2b)
"=朱(Зв)
Относительная потеря скорости 自 зависит от типа и конструкции передачи. Она снижает частоту вращения ведомого вала по сравнению с теоретическим значением, но на диапазон регулирования не влияет. Потеря скорости составляется из скольжения, обусловленного природой передачи трением, и так называемого кажущегося скольжения —— изменения рабочих диаметров колес и передаточного отношения с изменением нагрузки. Последнее объясняется смещением рабочих колес или ремня вследствие деформации деталей передачи, смещением полюсов качения при перераспределении сил трения в контакте и другими причинами, рассмотренными ниже. Подобное изменение частоты вращения сопровождается обратно пропорциональным ему изменением крутящего момента и не влечет за собой потери мощности; однако оно искажает кинематическую характеристику вариатора. Относи- 12
тельное изменение частоты вращения устанавливается из опЫТоё по формуле
e 一 门2XQ - 也2# — 也1 一 也少5x0(5)
J几 2*0W
где 九2工0，九2л — соответственно частота вращения ведомого вала в данном положении при холостом ходе и под нагрузкой; /л0 = =^^ — передаточное отношение на холостом ходу, когда Е = 0. Здесь £>1д0 и £)2хо — расчетные диаметры колес на холостом ходу.
Скольжение определяется зависимостью
U —— ^1X^1 — °2Х 也 2r ——И2хЦк//?\
Здесь vx и v2 — окружные скорости колес на расчетных диаметрах Dlx и D^k под нагрузкой; /АК ——отношение расчетных диаметров под нагрузкой.
；хк — ixo；хк — ixoОтносительное изменение частоты вращения за счет кажущегося скольжения
；хк — ixo
；хк — ixo
⑺
Величины 自，J© и Ек на основании формул (5)—(7) связаны зависимостью
自=1一4^2^十m・(5а)
Истинное скольжение ^с зависит от вида передачи и материала рабочих тел; величина его находится в пределах 1——2%. Полная потеря скорости 自 определяется видом и типом передачи и жесткостью ее деталей, она возрастает с увеличением податливости рабочих тел —— ремня или фрикционных колес, податливости натяжного или нажимного устройства, а также валов и опор передачи. Величина потери скорости 占 может достигать 5—7%.
Относительная потеря скорости 占一важная кинематическая характеристика вариатора. Ряд приводов (например, к центробежным сепарирующим устройствам) требует весьма жесткой характеристики, т. е. чтобы изменение скорости и величины 自 при изменении нагрузки были наименьшими.
(8)(8)Окружная скорость (м/с) в месте контакта фрикционных колес или скорость ремня в ременных вариаторах изменяется при регулировании в широких пределах, наибольшее ее значение
(8)
(8)
°max = —gQ — •
Отношение предельных скоростей vmax/vmin = DJd^
Значительное снижение окружной скорости при работе на малых диаметрах ведущего колеса повышает при той же мощности передаваемое окружное усилие. Увеличение же скорости выше определенного предела вызывает вибрации, неспокойную работу передачи; в ременных вариаторах, кроме этого, возрастают напряжения в ремне и снижается тяговая способность. Предельные значения скорости зависят от типа и конструкции вариаторов. Окружная скорость на ободе ведомого шкива при регулировании изменяется в еще больших пределах, причем
⑼⑼У) —冗 °2“2тах иоб шах ~ §q
⑼
⑼
или, заменяя °2 и и21Пах на 01H 打^ н передаточные отношения, получаем
%6 max = /ах"•(9а)
При симметричном регулировании
%6 max = ^max^maxi(96)
следовательно, скорость на ободе значительно больше скорости ремня или фрикционных колес в контакте. Наибольшие скорости на ободе, допустимые по прочности шкивов, составляют при выполнении их из серого чугуна ——30 м/с, из стального литья- 45 м/с, в виде стальных кованых дисков — 60 м/с, штампованных —80 м/с.
Целью бесступенчатого регулирования может быть:
достижение наибольшей производительности или наиболее полное использование мощности двигателя, что часто совпадает;
изменение скоростного режима в соответствии с технологическим процессом независимо от силового режима работы.
В первом случае изменение скорости является средством компенсации изменения нагрузки. С уменьшением сопротивления скорость увеличивают, с возрастанием — снижают. Подобное регулирование применяют в станках и транспортных машинах. Идеальным здесь является изменение частоты вращения п2, обратно пропорциональное крутящему моменту М2 с тем, чтобы передаваемая мощность была постоянной. Частным случаем регулирования при N = const является автоматическое изменение частоты вращения шпинделя при торцовой обточке или барабана при намотке бумаги и проволоки по мере увеличения диаметра рулона или мотка.
Характеристика режима работы вариатора в приводах с регулированием скорости при постоянной мощности М] показана на рис. 1, а (при условии, что КПД вариатора п = const). Модности на валах
N、= const; М = Ng%
н крутящие моменты
“ =const; M2x = М；：：迎
Окружное усилие в контакте или на ремне Ftx = 2M1lDlx. Отношение предельных моментов
-М?тах 二 д "max
^2min用1nm
ЗдесьПх>П/ ，口тщ—КПД вариатора соответственно при передаточных отношениях 厶,%ах，'mm・
Рис.Рис.1. Силовые характеристики машин, работающих:1. Силовые характеристики машин, работающих:а 一 При ПОСТОЯННОЙ МОЩНОСТИ； б — с постоянным моментом сопротивленияа 一 При ПОСТОЯННОЙ МОЩНОСТИ； б — с постоянным моментом сопротивленияКПД вариатора в различных режимах, как правило, не одинаков. Расчет в этом случае следует вести при /12ПМ и 厶，при кото- рьгх окружное усилие будет наибольшим.
Рис.
Рис.
1. Силовые характеристики машин, работающих:
1. Силовые характеристики машин, работающих:
а 一 При ПОСТОЯННОЙ МОЩНОСТИ； б — с постоянным моментом сопротивления
а 一 При ПОСТОЯННОЙ МОЩНОСТИ； б — с постоянным моментом сопротивления
Если вариатор исполь-
зуется лишь для изменения скорости и силы сопротивления не зависят от нее
приводах, работающих рис. 1, б.приводах, работающих рис. 1, б.(например, в технологических конвейерах), то в зависимости от нагрузочного режима мяшины привод может работать при постоянном или переменном моменте сопротивления М2.
приводах, работающих рис. 1, б.
приводах, работающих рис. 1, б.
приведена наприведена наХарактеристика работы вариатора в
приведена на
приведена на
с постоянным моментом сопротивления,
乂2乂2Силовые параметры
乂2
乂2
检=const, Мм
Л^ = 97 400- н 97 40F 匸
здесь 必丄 в кВт.
Отношение предельных значений мощности
Nlmx=Mimax= “切 max出Mmax .
Mmin—，仞innn〃 min^2min
Окружное усилие r2M2
Расчет следует вести при n2max и диаметре d2nliм Если силовой и скоростной режимы изменяются независимо друг от друга, то регулирование производится*при переменных А42 и М Окружное
усилие достигает наибольшей величины, когда отношение Nx!dlx максимально, т. е.
・2ЛЬ = 2・97 400 /丄、
maX d]*^i \ dp 丿 max
Целесообразно тип вариатора и его конструкцию выбирать в соответствии с требуемым видом регулирования так, чтобы силовая характеристика вариатора соответствовала силовой характеристике рабочей машины. Из бесступенчатых передач, работающих с постоянным допустимым окружным усилием (при постоянном натяжении ремня, с постоянным нажатием), наиболее пригодны
Рис. 2. Силовая характеристика вариатора, работающего с постоянным натяжением или нажатием и симметричным регулированиемРис. 2. Силовая характеристика вариатора, работающего с постоянным натяжением или нажатием и симметричным регулированиемдля приводов с регулированием при М2 = const вариаторы с постоянным диаметром ведомого колеса, с характеристикой, изображенной на рис. 1, б.
Рис. 2. Силовая характеристика вариатора, работающего с постоянным натяжением или нажатием и симметричным регулированием
Рис. 2. Силовая характеристика вариатора, работающего с постоянным натяжением или нажатием и симметричным регулированием
Устройствам, работающим при N = =const, соответствуют вариаторы с переменным диаметром ведомого колеса и постоянным диаметром ведущего с характеристикой, приведенной на рис. 1, а. В обоих случаях окружное усилие постоянно при работе на всех режимах. Однако эти вариаторы с одним регулируемым шкивом имеют небольшой
диапазон регулирования.
Мщах MminМщах MminN maxN minN maxN min~ ^max = "КД*~ ^max = "КД*Характеристика вариаторов с симметричным изменением диаметров обоих колес и с постоянным натяжением (нажатием) показана на рис. 2. Максимальные и минимальные допускаемые моменты на обоих валах одинаковы (без учета потерь). Отношение допускаемых предельных моментов и предельных мощностей
Мщах Mmin
Мщах Mmin
N max
N min
N max
N min
~ ^max = "КД*
~ ^max = "КД*
Если подобный вариатор поставлен в привод, работающий с постоянным по величине сопротивлением, то только в положении при zmm (на d2 и 九2тах)，при котором он и должен рассчитываться, вариатор используется полностью. В остальных положениях нажатие (натяжение) будет избыточным. Аналогично для подобных вариаторов, применяемых при N = const, расчетным является положение при fmax (на d】и n2min); в остальных положениях вариатор работает с запасом.
Избыточное нажатие (натяжение) снижает долговечность деталей и уменьшает КПД. Поэтому целесообразнее применять способы нажатия (натяжения), обеспечивающие изменение их величины пропорционально переменному окружному усилию. Тогда силовая характеристика вариатора будет соответствовать требуемой для привода. Однако достигнуть этого оптимального соотношения на всем диапазоне регулирования трудно?
g-3§sW
私 e2 8 g s2母и 1 ь§
"0Ko кg
ООс
S翁稜义。貶g
dС (У Е
二СО 69—<z寸ЕиН
Qg 9寸 9 口6d°О Й К
9Z9寸 OSOOC>91 ：京心日 ^^
口 PHUI5
11 f ^||р再旨銀豊葬
紡^ о g g ° 1§ IIij| 0 ®
d果o sag^sas
E s Sвнxu。。^
§ 3E о O s 3巴S
ill。其r龍漓食置銷^冕s其
岂県^ - s：qoo^*s：BEsjuMud 好 a
Ig^go ^g&&||gg Д*** — * c|
BodoIEHdE"HJiMJJHdOJJiEdEX」
Разнообразие условий применения и требований к приводу вызывают необходимость проектирования и изготовления вариаторов различных типов. При выборе последних следует учитывать передаваемую мощность, силовую характеристику (изменение М2 vl N ъ зависимости от скорости), диапазон регулирования и его расположение, необходимую жесткость кинематической характеристики, способ регулирования (непосредственно ручной, ручной дистанционный или автоматический), требуемые габариты, условия работы, в частности возможность изоляции от масла, и стоимость.
В табл. 1 приведены ориентировочные характеристики вариаторов некоторых типов. Более подробные сведения даны ниже при рассмотрении каждого типа.
Глава 2
ОСНОВЫ ТЕОРИИ ВАРИАТОРОВС ГИБКОЙ связью
ТИПЫ ВАРИАТОРОВ
Вариаторы с гибкой связью можно разделить на два вида: передачи плоским ремнем, передачи со связью клинообразного сечения (рис. 3, а, ...» д). В первых передачах скорость регулируется осевым перемещением ремня. Передачи получаются больших размеров, выполняются при узком диапазоне регулирования и на малые мощности, применяются редко. В вариаторах второго вида регулировка достигается осевым перемещением конических дисков, составляющих шкивы. Передачи более компактны, надежны в эксплуатации и поэтому являются наиболее распространенными из всех видов вариаторов.
Здесь рассматриваются вариаторы только с гибкой связью клинообразного сечения и с раздвижными конусами. В этих вариаторах регулируемым может быть или один шкив (рис. 3, а), или оба шкива (рис. 3, б и в). При одном регулируемом шкиве межосевое расстояние в процессе регулирования скорости должно изменяться. В передачах с двумя регулируемыми шкивами расстояние между осями постоянно. Для компенсации вытяжки ремня в процессе работы целесообразно и в этих передачах предусматривать возможность некоторого изменения межосевого расстояния.
Перемещение дисков может осуществляться или непосредственным передвижением их регулирующим механизмом (рис. 3, 6) или пружинами, а также самим ремнш при изменении его натяжения. В последнем случае диски регулируемого шкива связаны пружиной. Натяжение ремня изменяется при одном регулируемом шкиве — перемещением вала (рис. 3, а), при двух регулируемых шкивах :— принудительным перемещением дисков второго шкива (рис. 3/ в).
В каждом регулируемом шкиве перемещаются или оба диска одновременно (рис. 3, 6), или только один из них, в то время как другой остается неподвижным (рис. 3, в). В передачах с односторонним движением дисков ремень при регулировании скорости смещается на шкиве в осевом направлении. Чтобы при этом он не перекашивался, в передаче с двумя шкивами подвижные диски размещают крестообразно —《слева на одном и справа на другом шкиве (рис. 3, в). В передачах с одним регулируемым шкивом для
этой цели приходится одновременно смещать в осевом направлений весь вал.
Если диапазон регулирования одной передачи недостаточен, используют двухступенчатые вариаторы (рис. 3, г ... д) с двумя последовательно расположенными передачами этого типа. В них могут регулироваться или два шкива из четырех, или все четыре шкива.
В качестве тягового органа применяют клиновые ремни нормальных сечений и специальные широкие, плоские ремни с клинообразными колодками, а также специальные цепи. Ранее широко
Рис. 3. Схемы вариаторов с гибкой клинообразной связью (стрелками показано направление принудительного перемещения регулирующего элемента)Рис. 3. Схемы вариаторов с гибкой клинообразной связью (стрелками показано направление принудительного перемещения регулирующего элемента)
Рис. 3. Схемы вариаторов с гибкой клинообразной связью (стрелками показано направление принудительного перемещения регулирующего элемента)
Рис. 3. Схемы вариаторов с гибкой клинообразной связью (стрелками показано направление принудительного перемещения регулирующего элемента)
применялись вариаторы с колодочным ремнем. Они серийно изготовлялись на диапазон Д = 2, на мощность до 50 кВт и на “ =16 н мощность до 20 кВт, но вследствие тихоходности уступили свое место клиноременньш вариаторам.
Бесступенчатые передачи со стандартными клиновыми ремнями просты по конструкции, но применение их ограничено малым диапазоном регулирования и относительно небольшой мощностью, так как с возрастанием последней увеличивается число ремней и усложняется конструкция. Эти недостатки отпадают при использовании специального широкого клинового ремня, особенно зубчатого.
В настоящее время клиноременные вариаторы для малых и средних мощностей являются наиболее перспективными. Выполняются они по схемам, изображенным на рис. 3, а ... в, реже по схеме на рис. 3, г. Конструкции их весьма разнообразны.
Широкое распространение получили также цепные вариаторы. Эти вариаторы отличаются надежностью действия и небольшими габаритами [30].
Чаще регулирование производят на ходу； в простейших конструкциях допускают изменение положения дисков только в покое. Спорадическое регулирование осуществляют механическими управляющими механизмами с ручным или машинным приводом, а также с помощью гидроцилиндров. Для автоматического управ- 20
ления используют серводвигатели, работающие от соответствующих датчиков, центробежные или кулачковые нажимные устройства, реагирующие на изменения частоты вращения или момента сопротивления.
Ниже приведены общая теория бесступенчатых клиноременных передач, конструкция и расчет отдельных их типов.
ГЕОМЕТРИЯ ПЕРЕДАЧИ
Углы обхвата на шкивах в любом положении гибкой связи находят (рис. 4) из зависимости
%=180。г2勿(Ю)
Знак минус для меньшего шкива, плюс — для большего.
Угол ух определяют по формуле
si11% =旦4"，⑴)
где Dx6 И Q%m ~1 больший И меньший Рис. 4. Геометрическая схема диаметры шкивов; а — межосевое рас-. .一 передачи стояние.
При av > 110% значения углов обхвата можно находить по формуле
а* = 180 ± 60 2*6;% .(Юа)
Расчетная длина ремня в любом положении может быть определена по приближенной зависимости
厶=2a + 备(% + 2м) +(%》)2.(12)
При этом ее следует находить для одного из крайних положений: на А и d2 или D2 и d「Удобно рассчитывать по формуле
厶= 2а + & 十告，(12а)
где
М = 0,5л (Dx6 + &м) н 甸=0,25 (Dx6 —
Определенную по этим формулам длину ремня округляют до ближайшего стандартного значения. Окончательное межосевое расстояние находят по стандартной длине из зависимости
у 0,25 ［亿 一 А0 + /(匸二АУ — 8A2】・(13)
При a < 140° дли!^у L следует проверить по формуле
L = 2zrcos у + 备(。#6 + С*м) + т^- (Аб — 2м),(14)
где у = 90 — 0,5a.
В передачах с одним регулируемым шкивом межосевое рас- стояние переменно. Длину ремня определяют при положении его на наибольшем диаметре этого шкива, для чего предварительно задаются наименьшим межосевьш расстоянием. После округле- ния значения длины ремня находят межосевые расстояния 〃тах и amm для обоих крайних положений.
Для компенсации возможных отклонений по длине ремня, его вытяжки, а также для свободного надевания ремня в конструк- ннн передачи должна быть предусмотрена возможность увеличе- ния межосевого расстояния от наибольшего расчетного на 3% L и уменьшения от наименьшего расчетного на 1,5% L.
В передачах с двумя регулируемыми шкивами компенсация отклонения по длине и вытяжки может производиться либо изменением межосевого расстояния, либо дополнительньш сближе- ннем или раздвижением дисков. В первом случае предусматривается возможность изменения величины а в указанных пределах,
2. Определение диаметров шкивов
Способ установления диаметра
При регулировании
несимметричном
.1
'max〉i 1 mln
симметричном
_1
'max =
'min
несимметричном
'max < / max
d (выбирается или рассчитывается)
D (рассчитывается)
& 3 (*)
d2 =
=^1，тах (1 —占)
=d/瓦
金H"H (华)
Di =
^min (1 ―■ E)
во втором — шкивы должны иметь некоторый запас по диаметрам. Из формулы (12) следует, что если межосевое расстояние постоянно, то длина ремня в разных положенях будет различной. При 厶 =1, Dlx = D2x она будет наименьшей, в крайних положениях —наибольшей. Если необходимое натяжение установлено по среднему положению, то на всех остальных режимах ремень будет натянут больше необходимого, что снижает его долговечность .Если же натяжение выбрано по крайним положениям, то в середине диапазона не обеспечивается необходимая тяговая способность.
Вследствие высокой изгибной жесткости клинового ремня свободные ветви его отходят от прямолинейной формы. В результате действительные углы обхвата оказываются меньше теоретических, определяемых по формуле (10) или (10а) (см. с. 63). 22
Минимальный расчетный диаметр d меньшего шкива устанавливается по опытным данным, исходя из условия обеспечения достаточной долговечности ремня. Удобнее вначале определить не d, а О = d/h (h ——высота сечения ремня) и найти d из совместного рассмотрения условий обеспечения тяговой способности, заданного диапазона регулирования и полученного ■&. Подробнее последовательность определения величины d приведена ниже.
Наибольший расчетный диаметр D второго шкива находится по соответствующему передаточному отношению (табл. 2). Диаметры шкивов для другого крайнего положения (при несимметричном регулировании) и для всех промежуточных передаточных
Рис. 5. Зависимость относительных диаметров Dx/2a от передаточного отношения ix при L = const
чисел кинематически могут быть любыми в пределах определенных диаметров d и D при условии, что D2JD1X =匕 Здесь 匕= =乙(1 — 8 — отношение диаметров шкивов. Эти диаметры должны быть такими, чтобы необходимая длина ремня во всех положениях была одинакова и равна его длине 工 в крайнем положении, для которого найдены величины d н Q. В противном случае натяжение ремня, а следовательно, и передаваемые им окружные усилия будут различными.
Если подставить в уравнение (12) % =必/〔 и решить его относительно 必戸 то получим значение последнего, а также диаметра D^, соответствующее постоянной длине ремня:
(4 + 1)+k4'& + l)2 + 2&T)2(i j) (15)
На рис. 5 показана зависимость Dlx/2a и AJ2a от передаточного отношения 厶』рн 厶/2а — 1,6; 1,7; 1,8; 1,9; 2,0. Кривые могут быть использованы дня о риентировоч но го определения относительных диаметров шкивов для передач с симметричным и
23
несимметричным регулированием в пределах ix = 0,25 ... 4. Длина ремня при ix = 1 будет
L = 2a + л7)ср・
Отсюда находятся диаметры дисков Z)cp, соответствующие 厶=1, на которых ремень должен работать при условии сохранения постоянства его длины:
(16)(16)
(16)
(16)
или, вводя сюда выражение для L из формулы (12) для промежу
точного и крайнего положений,
°ср°срA* + D、x 丄2 rA* + D、x 丄2 r(^2х — ^ix)2 — D + d(^2х — ^ix)2 — D + d4ла4ла22I (D — d)2' 4лаI (D — d)2' 4ла(16a)(16a)
°ср
°ср
A* + D、x 丄
2 r
A* + D、x 丄
2 r
(^2х — ^ix)2 — D + d
(^2х — ^ix)2 — D + d
4ла
4ла
2
2
I (D — d)2
' 4ла
I (D — d)2
' 4ла
(16a)
(16a)
Пример 1. Определить диаметры шкивов и длину ремня в различных положениях для регулируемой передачи с г^ах = 3 и(^-п = 0,5.
Решение. Так как imax〉」一,то наименьшим и наибольшим расчет-
ными диаметрами являются 心 и D2 (см. табл. 2). Предположим, что на основании расчета на тяговую способность с учетом долговечности d】=120 мм; тогда D2 = = di，】ax=360 мм. По конструктивным соображениям принимаем ориентировочно а «? 400 мм; тогда при г^ах по формуле (12) длина ремня L = 1590 мм и 急=1,99-
Пр формуле (15) для(^in = 0,5 имеем D】=328 мм и d? = D工匕也=328乂 X 0,5 = 164 мм.
При этих диаметрах длина ремня L = 1589,6 мм, т. е. практически совпадает с длиной при »】ах，Диаметры в среднем положении
1590—8001590—800= 251,5 мм.= 251,5 мм.
1590—800
1590—800
= 251,5 мм.
= 251,5 мм.
Если находить диаметры из условия
Dix +。2* = Di + ^2 = dj_ + D? = const,
то D] = di_j7g2 = L。匸36° = 320 мм,芍=D,h = 160 мм
l+*n L5lm，n
нDcp ~ 0»5 (。工 + 6^2)= 240 мм.
В этом случае необходимая длина ремня при ?；鶴 была 6н L = 1570 мм, а при / = 1)厶=1554 мм.
Если ремень натянуть в положении при i]ax，ког^а L= 1590 мм, то при переходе в среднее положение он укоротится на 36 мм, а в положении при 'lin——на 20 мм. При указанных положениях падение натяжения при модуле упругости ремня Ер = 3000 кгс/см2 будет пропорционально изменению напряжении
Ла =品 ~ = 3000= 68 кгс/см2,
1590
До = 3000 [590 = 38 кгс/см2?
Так как напряжение от предварительного натйжений о。= 20 ... 25 кгс/см^^ то, следовательно, ремень в указанных положениях будет не натянут. Если же натяжение установить при(х = 1, то во всех других положениях натяжение ремня будет слишком большим, что резко снизит его долговечность.
При передачах с одним регулируемым ведущим шкивом удобно вначале задаться диаметром d^ или отношением djh и в последнем случае найти dr из расчета на тяговую способность. Далее по i^ax и 才I найти диаметр нерегулируемого шкива % а по нему и imin — диаметр Dlf после чего, как отмечено выше, установить длину ремня и предельные значения межосевого расстояния.
Рис. 6. Схема перемещения дисков и ремня в регулируемом шкиве:
Q — с двумя подвижными дисками; 6 — с одним
Во всех разобранных случаях после определения диаметров шкивов следует по формулам (8) и (9) найти скорость ремня vmaX, скорость на ободе ведомого шкива vo6 max и сравнить их с допускаемыми. Для ремней вариаторов максимальная скорость составляет 25 ... 30 м/с; в вариаторах зерновых комбайнов ее доводят до 40 ... 44 м/с. Предельные значения vo6max даны в разделе 1.2. Если значения vo6 max выходят за пределы допускаемых, то частотуI вращения ведущего вала необходимо уменьшить.
При конических дисках осевое перемещение каждого конуса в процессе регулирования от одного крайнего положения до другого составит (рис. 6, а)
x=/六^当=А飞子=石m (17)
Ширина канавки по нижнему основанию ремня
& = Ьр _ 2% tg 号.
Если в каждом дативе подвижным является лишь один диск (рис. 6, б), то его перемещение будет в два раза больше.
Наиболее удобно перемещения отсчитывать от положения при ix = I. Тогда для дисков:
ведущего
ведомоговедомого&二也/tg子.&二也/tg子.(18)(18)
ведомого
ведомого
&二也/tg子.
&二也/tg子.
(18)
(18)
На рис. 5 отрезки 0al и 0a2 пропорциональны 修 и х2* Если перенести начало координат в точку 01т то те же кривые относительно новой оси абсцисс дадут закон изменения хх и %2 от ix.
Подставляя в уравнение (18) значение Dcp из равенства (16а), после преобразований имеем
y — Dzx — Dlx / —% —%屮
И 廿—D^ 一 D]X / 1 D2x — j 屮 /4-V 2几0喧不.
Чтобы обеспечить работу ремня на диаметрах, соответствующих L — const, перемещения ведущих и ведомых дисков должны быть разными. При одинаковых перемещениях сумма диаметров шкивов будет постоянна, и, как видно из приведенного примера, длина ремня и его натяжение будут значительно изменяться.
Значения хъ а также и х2 можно рассматривать как алгебраическую сумму основного перемещения ведущего и ведомого дисков в разные стороны на
%=±色1^子(19)
и дополнительного смещения дисков обоих шкивов в одну сторону (на раздвижные)
Ан%沁g 乎(2。)
В формуле (19) знак плюс для ведущего шкива, и минус —— для ведомого. Полные перемещения дисков
打=芻+ Ах и 修 =/十 Ак
Здесь 尤° берется со знаком плюс при раздвижении данной пары дисков и минус — при их сближении.
Исключая из формул (19) и (20) Dlx и D2x, получаем
АхАхла tg 子ла tg 子(21)(21)
Ах
Ах
ла tg 子
ла tg 子
(21)
(21)
В вариаторах с принудительным перемещением дисков обоих шкивов механизм регулирования должен обеспечить указанные различные перемещения %i и х2, для чего предусматриваются специальные корректирующие устройства [67 ]. При принудительном передвижении дисков можно дать и равные перемещения хх = х2, а изменение длины ремня компенсировать выполнением дисков с криволинейной образующей. Метод профилирования дисков для этого дан в работе [72 ]. При одном подпружиненном шкиве различие в перемещениях %i и х? обеспечивается автоматически за счет деформации пружины. Однако в этом случае натяжение будет по диапазону регулирования изменяться за счет деформации пружины и ремня.
ДИАПАЗОН РЕГУЛИРОВАНИЯ
Достижимый диапазон регулирования определяется изменением расчетного диаметра шкива на величину (рис. 6)
Ad = 2 (~^А )=(仇一A) ctg -~ ,(22)
где Д — зазор между дисками в положении ремня на Z)max.
При одном регулируемом шкиве (ведущем) в передаче максимальный диапазон регулирования
11十十(23)(23)
1
1
十
十
(23)
(23)
при обоих регулируемых шкивах
"=普=(1+普)(1 +醬)•(24)
Как видно из формул (22) и (24), для расширения диапазона регулирования необходимо увеличивать ширину ремня и уменьшать угол канавки и диаметры шкивов.
Диапазон регулирования двухступенчатой передачи по схемам на рис. 3, г, 3 будет Д = %几，где Дх и Д2 — диапазоны регулирования каждой ступени. В передаче по схеме на рис. 3, г регулируются только два шкива: ведомый первой ступени и ведущий второй ступени. Если предельные диаметры их D2, d? и 力з，厶，то диапазон
При одинаковых размерах регулируемых шкивов (Q = Q = * 〃 и d^ = d^ = d)
Следовательно, диапазон регулирования этой передачи такой же, как и одноступенчатой передачи по схеме на рис. 3, б и в. В то же время конструкция передачи по схеме на рис. 3, а сложнее одноступенчатой и поэтому нерациональна.
Диапазон регулирования двухступенчатых передач с четырьмя регулируемыми шкивами (см. рис. 3, d) будет
Д = Д1Д2 =Д = Д1Д2 =D1。山心4dj_d 鱼 d§d事D1。山心4dj_d 鱼 d§d事
Д = Д1Д2 =
Д = Д1Д2 =
D1。山心4dj_d 鱼 d§d事
D1。山心4dj_d 鱼 d§d事
при одинаковых размерах шкивов Д = (D/d)^. Всем двухступенчатым передачам свойственна неодинаковая нагрузка ремней первой и второй ступени.
Из формулы (22) может быть найдена минимальная ширина ремня, обеспечивающая регулирование в заданных пределах
bp = (Ad + 2砧 tg ¥ + a =[① 一 d) + 2加]tg 子 + A. (25)
Фактическая ширина ремня может быть меньше номинальной, при износе рабочих поверхностей она еще уменьшается. Кроме того, ширина ремня уменьшается вследствие прогиба его между дисками. Учитывая это, в положении ремня номинальной ширины на наибольшем диаметре шкива между дисками должен оставаться зазор A q 0,050Ьр. Вводя это значение А в формулу (25), получим
bp = 1,05 [(D 一 d) + 2甸 tg 手.(26)
Наименьшая относительная ширина ремня
V =警=1'。5 [(?-1)0+2华 tg手. (27)
Отношение 行=d/h обусловливает степень изгиба ремня, а следовательно, его долговечность и КПД передачи.
При данных параметрах ремня и шкива наибольшее допустимое отношение диаметров
\ ^ / max\ ^ / max0,95v ctg-|2 *0,95v ctg-|2 *卜L卜L(28)(28)
\ ^ / max
\ ^ / max
0,95v ctg-|2 *
0,95v ctg-|2 *
卜L
卜L
(28)
(28)
Достижимые диапазоны регулирования при данном отношении (D/c/)max определяются по формулам (За)——(Зв).
В передачах с одним регулируемым шкивом и подвижным валом имеется возможность установить любой диаметр регулируемого шкива в пределах от d до D. Поэтому здесь действительный диапазон регулирования будет всегда соответствовать расчетному. То же самое имеет место и в передачах с двумя регулируемыми шкивами, если натяжение ремня можно производить перестаноВ' кой одного из валов.
В передачах с постоянным положением обоих валов на величину фактического диапазона регулирования будут влиять отклонения по длине ремня и вытяжка его в процессе работы. Как видно из рис. 7, в этом случае при удлинении ремня от L до U расчетные диаметры шкивов dx и D^ станут равными dx и Dx. Разность длин согласно формуле (12) будет
AL =厶一L =子[{Dx + dx) 一(О + dx)] +
+ * [(0¥ - dj - (0¥ - dx)2].
Рис. 7. Изменение диаметров шкивов при уд-
-линении ремня
Так как Dfx = Dx + А'。％ и d^ = dx + 厶‘厶，то
+ ♦ {[2伍-1)4 + 厶口 一 A^KA^x 一 A&)}*.
Пренебрегая малой величиной (А'О% — NdY и принимая а = =АО = Aimaxd для крайнего положения при i^ax， имеем
А£ = 4-[(-+^)А^ + (л-2^_1)А^].
Обозначим относительное изменение длины ремня “ = AL/L, тогда с учетом (12)
a厶=电厶=8L[2Airaax + 多"max + 1)+一"豈二?]丛
Приравнивая правые части последних выражений, получаем [лАгтах + «тах — 1)] A D + [лЛ4тах — «щах — 1)1 A'd =
=£l [4Л imax + 冗Aimax "max + 1) + 0,5 “max — 1『]&(29)
По формуле (30) могут быть найдены изменения диаметров шкивов в крайнем положении при данном относительном изменении длины ремня.
При симметричном регулировании диапазон регулирования при новых диаметрах Q' и df будет
ND
D+^DD+^DDDA'dA'd(30)(30)
D+^D
D+^D
D
D
A'd
A'd
(30)
(30)
d
Если наибольшие расчетные диаметры шкивов D выбраны без учета удлинения ремня (т. е. ND = 0), то фактически в крайнем положении вытянутый ремень будет работать на диаметрах D и d‘. При этом увеличение диаметра меньшего шкива согласно формуле (29) составит
А” 电 4А%х +%xU max + 1) +：5(，max - If &冗 A【max —(【max — D
Расчеты показывают, что при нормальной вытяжке ремня на 2,5%(£厶= 0,025) и Л = 1,4 ... 1,7 теоретические диапазоны регулирования Д ~ 4, 6, и 10 уменьшаются соответственно по Д' — 2,8; 3,9 и 5,9, т. е. изменяются весьма значительно.
Основная вытяжка ремня происходит в первые часы работы. Поэтому для снижения потерь диапазона целесообразно межосевое расстояние устанавливать из формулы (13) не по номинальной длине, а увеличенной на половину возможной вытяжки ремня. В этом случае вначале диапазон регулирования будет меньше требуемого, но он быстро достигает заданного значения, а к концу срока службы ремня снова уменьшится, но на меньшую величину.
Если по мере вытяжки подтягивать ремень, изменяя диаметры обоих шкивов на одинаковую величину (A'Q=A'd), и оставить ход дисков прежним, то наибольший расчетный диаметр должен быть увеличен по формуле (29) на
A'Q —吃A'Q —吃4A2仪ах + 仙max Umax + 1) +。，5 (imax — 1)4A2仪ах + 仙max Umax + 1) +。，5 (imax — 1)2лЛ/2лЛ/2 max2 maxD.D.
A'Q —吃
A'Q —吃
4A2仪ах + 仙max Umax + 1) +。，5 (imax — 1)
4A2仪ах + 仙max Umax + 1) +。，5 (imax — 1)
2лЛ/
2лЛ/
2 max
2 max
D.
D.
В этом случае диапазон регулирования по мере вытяжки ремня уменьшается меньше (при указанных условиях на 10 ... 15%).
Чтобы при вытяжке ремня диапазон регулирования не изменялся, необходимо согласно выражению (30) соблюдать условие
XD _ АР
Для этого в соответствии с формулой (29) следует предусмотреть увеличение наибольшего расчетного диаметра на
人少=u气，(31)
3Q
гдегде
где
где
U 「A2^ax + HAimax(imax + D + 0,5 «max —I)'几Aimax Umax +】)+(，max — 1^
В этом случае в процессе вытяжки ремень необходимо подтя
гивать и одновременно несколько увеличивать ход дисков.
Значения коэффициента и в зависимости от Д и Л даны на диаграмме рис. 8. Как видно, и = 2,0 ... 2,5.
Следовательно, относительное увеличение диаметра A'Q = =(2 ... 2,5)电。・ По нормам SAE для вариаторных ремней сельскохозяйственных машин допускает
Рис. 8. Зависимость коэффициента и от диапазона регулирования Д и относительного межосевого расстояния ЛРис. 8. Зависимость коэффициента и от диапазона регулирования Д и относительного межосевого расстояния Лся удлинение ремня как за счет отклонения при изготовлении, так и от его вытяжки еЛ 3%, что требует увеличения диаметра на 6 7,5%.
Рис. 8. Зависимость коэффициента и от диапазона регулирования Д и относительного межосевого расстояния Л
Рис. 8. Зависимость коэффициента и от диапазона регулирования Д и относительного межосевого расстояния Л
Если длина ремня меньше номинальной, то у нового ремня диапазон регулирования будет также меньше расчетного. Для достижения последнего необходимо минимальный диаметр диска уменьшить против расчетного на A'd = A'Q〃. Значение ND может быть найдено по формуле (31), при этом еЛ — относитель-
ное укорочение ремня.
При фиксированном положении обоих валов, учитывая возможные отклонения длины ремня и его вытяжку, минимальный расчетный диаметр должен быть несколько уменьшен, а максимальный увеличен против значений, соответствующих требуемому диапазону регулирования. Такое изменение диаметров равносильно кинематическому расчету по диапазону %, несколько большему, чем заданный Д. Значение расчетного диапазона
(32)
Здесь £“ 一 возможное суммарное относительное увеличение длины из-за ошибок изготовления и вытяжки； еЛ2 ——возможное относительное укорочение ремня при изготовлении. При этом минимально необходимая ширина ремня должна определяться нз формулы (25) по диаметрам, соответствующим диапазону Др.
Общие требования к механизму регулирования. Из анализа перемещений диска (см. раздел 2,2) и перемещения ремня на шкивах при изменении его длины следует, что механизм регулирования ременных вариаторов в общем алучае должен выполнять три функции:
обеспечивать изменение диаметров дисков и, следовательно, изменение передаточного отношения в заданных пределах;
поддерживать на всем диапазоне регулирования постоянство длины ремня и тем самым постоянство натяжения или изменение последнего в соответствии с требуемой характеристикой;
допускать регулирование натяжения при постановке ремня и подтягивание его по мере вытяжки.
В передачах с одним регулируемым шкивом и подвижным валом две последние функции выполняются автоматически. В передачах с двумя регулируемыми шкивами, когда имеется возможность перестановки вала, третья функция отпадает. При наличии натяжного ролика отпадают обе последние функции и механизм регулирования упрощается. Однако наличие ролика сокращает долговечность ремней. В передачах с фиксированным положением осей механизм регулирования должен выполнять все три функции.
Регулирование передаточного отношения достигается осевым перемещением дисков. Последнее может осуществляться непосредственным воздействием на обе пары дисков соответствующим механизмом (см. рис. 3, 6) или тем же воздействием на одну пару и пружинами на вторую пару дисков (см. рис. 3, в).
Компенсация изменения длины ремня при регулировании может достигаться: кинематическим способом — введением в механизм регулирования корректирующего устройства, которое дает разное перемещение ведущих и ведомых дисков; силовым способом —— введением пружин; за счет криволинейной формы дисков. При применении первого и третьего способов натяжение ремня на всем диапазоне регулирования может быть практически постоянным. При корректировании пружинами натяжение в процессе регулирования изменяется. Возможны два способа установки пружин:
непосредственное воздействие пружины на диск, когда деформация пружины при регулировании равна относительному перемещению дисков (см. рис. 3, е);
введение пружин в рычажную систему, когда деформация их при регулировании зависит только от изменения длины ремня.
В первом случае натяжение ремня в процессе регулирования изменяется значительно. Выбором места установки пружины и ее жесткости можно обеспечить изменение натяжения ремня в соответствии с требуемой характеристикой передачи. При установке пружин по второму способу натяжение ремня изменяется весьма незначительно. При этом оно оказывается минимальным при % = 1 и возрастает по мере приближения к крайним положениям.
Третья функция механизма регулирования достигается осевым смещением дисков обеих пар или при наличии пружин регулировкой натяжения последних.
Глава 3
КЛИНОВЫЕ РЕМНИ
ТИПЫ И КОНСТРУКЦИЯ РЕМНЕЙ
Клиновые ремни изготовляют бесконечными, сложной конструкции. Они состоят из несущего слоя ——корда, резинового или резинотканевого наполнения и обертки. Ремни делают слой- ной конструкции, в которой элементы располагают по сечению в зависимости от выполняемых ими функций. По напряжениям, возникающим в ремне при работе на шкивах, различают зону растяжения, сжатия и зону, расположенную около нейтральной линии.
Изготовляют ремни двух конструкций: кордшнуровой и корд- тканевой. В первой корд выполнен из текстильного шнура, навитого по спирали в один слой (рис. 9, а). В кордтканевых ремнях корд состоит из 2 ... 5 рядов ткани с основой из тонких текстильных шнуров и слабым утком (рис. 9, 6). Корд является несущим тяговым элементом ремня. Для лучшей связи с остальными элементами его часто размещают в тонком слое мягкой резины. Выше несущего слоя, в зоне растяжения, и ниже, в зоне сжатия, располагают резиновые подушки. Они придают ремню требуемую форму и обеспечивают его демпфирующие свойства.
Снаружи сердечник ремня завернут в один или несколько слоев прорезиненной: оберточной ткани, раскроенной по диагонали. Обертка придает ремню каркасность, предохраняет внутренние элементы от внешних воздействий и повышает износостойкость рабочих поверхностей.
Целесообразная конструкция ремня и подбор материала его элементов должны обеспечивать: достаточную усталостную прочность его элементов и их связей при действии постоянных и пере- яенных напряжений; возможно более высокий коэффициент трения ремня по шкиву; хорошую износостойкость рабочих поверхностей; оптимальный для данных условий работы приведенный модуль упругости при растяжении; хорошую гибкость или возможно меньшую продольную жесткость при изгибе; малые гистерезисные потери и высокую поперечную жесткость.
Выполнение первых трех требований необходимо для достижения должной долговечности и хорошей тяговой способности ремня, остальных——для сни整ния скольжения и гистерезисных потерь при переменном деформировании ремня растяжением,
33332 Б. А. Пронин и др.
33
33
Рис. 9. Конструкция клиновых ремней：Рис. 9. Конструкция клиновых ремней：Q — кордшиурового; 6 — кордткаиевогоQ — кордшиурового; 6 — кордткаиевогоизгибом и сжатием, что в свою очередь повышает его долговечность. Особенно важным для уменьшения потерь и повышения срока службы ремня является снижение его изгибной жесткости. С этой целью корд в ремне, выполняемый из высокомодульных материалов, должен располагаться в середине ремня и как можно компактнее. В кордтканевом ремне нити корда занимают значительную часть его сечения; часть их, расположенная в зоне сжатия, используется слабо и, испытывая знакопеременные напряжения, снижает долговечность ремня. Ремни корд- шнуровые с расположением корда в один слой значительно более совершенны—■ они гибче, долговечнее и обеспечивают более высокий КПД передачи. В мировой практике во всех видах клиноременных передач кордтканевые ремни вытесняются кордшнуровыми. Имеющиеся ранее технологические ограничения отпали —— кордшну- ровые ремни можно изготовлять любых длин.
Рис. 9. Конструкция клиновых ремней：
Рис. 9. Конструкция клиновых ремней：
Q — кордшиурового; 6 — кордткаиевого
Q — кордшиурового; 6 — кордткаиевого
При изгибе ремня на шкивах, а также от действия нормальных сил Fn на рабочих поверхностях (рис. 10) ремень в канавке прогибается и сжимается в поперечном направлении. В результате прогиба элементы корда оказываются натянутыми различно и нагрузка по ним распределяется нерав-
Рис. 10. Прогиб ремня номерно. Чем сильнее ремни деформируют- в канавке шкива ся от поперечного сжатия, тем больше радиальные перемещения ремня в канавке, больше потери на радиальное скольжение и упругий гистерезис при сжатии. Для уменьшения этого ремень должен обладать высокой жесткостью при поперечном сжатии и поперечном изгибе. Обеспечение перечисленных требований достигается надлежащим конструированием ремня и подбором материалов его составляющих элементов. Естественно, что для ремней с различным соотношением v размеров сечения, при работе на шкивах с разными относительными диаметрами 仆 и углами канавок (р, а также работающих в различных условиях эксплуатации значимость тех или иных из перечисленных требований различная. Это обусловливает определенную специализацию клиновых ремней. При работе передачи в экстремальных температурных условиях и при сильной запыленности предъявляются дополнительные требования. В случае опасности накопления на ремне статических зарядов применяют ремни в антистатическом исполнении.
Для бесступенчатых клиноременных передач применяют клиновые ремни как стандартных сечений по ГОСТ 1284. 1—80, так 34
и специальные широкие ——вариаторные. Из анализа выражения (28) видно, что для увеличения отношения Did, а следовательно, и расширения диапазона регулирования необходимо увеличивать относительную ширину v ремня, уменьшать относительный диаметр шкива 行 и угол канавки ср* Для стандартных ремней v — 匸 1,4,(pmin = 32 ... 34°,仆mm = 11 …15・ При этих параметрах диапазон регулирования Дтах в передаче с двумя регулируемыми шкивами составляет 1,4 ... 1,7. Для получения больших диапазонов регулирования применяют вариаторные ремни с относи-
Рис. 1L Типы вариаторных ремней:а, 6 — с нн*ннмн зубьями; s — с верхними зубьями; а — с двусторонними зубьями;Рис. 1L Типы вариаторных ремней:а, 6 — с нн*ннмн зубьями; s — с верхними зубьями; а — с двусторонними зубьями;
Рис. 1L Типы вариаторных ремней:
а, 6 — с нн*ннмн зубьями; s — с верхними зубьями; а — с двусторонними зубьями;
Рис. 1L Типы вариаторных ремней:
а, 6 — с нн*ннмн зубьями; s — с верхними зубьями; а — с двусторонними зубьями;
тельной Шириной 屮=2 …4,7 при шкивах с 屮=22 ... 28 и 0mm = 4,К При указанных параметрах условия работы вариаторного ремня оказываются существенно отличными. Уменьшение угла канавки при том же натяжении ремня увеличивает нормальные силы, сжимающие ремень. Это обстоятельство, а также большая относительная ширина увеличивают поперечные деформации и прогиб ремня в канавке. Поэтому повышение жесткости при поперечном сжатии и поперечном изгибе для вариаторных ремней особенно важно. С этой целью в вариаторные ремни в слой растяжения или сжатия (рис. 11, a, d) вводят несколько слоев ткани, основа которой располагается поперек ремня. Одновременно это способствует более правильному положению корда, т. е. без смещений и перекосов.
Для работы на шкивах малых диаметров вариаторные ремни -должны обладать малой продольной изгибной жесткостью. Для
2*2*35
2*
2*
этого их выполняют преимущественно кордшнуровьши и зубиа- темп: с нижним (рис. 11, а, б), верхним (рис. 11, в) или двусторонним (рис. 11, г) расположением зубьев. Ослабление сечения внемкамн не снижает тяговую способность ремня, так как не затрагивает корда, несущего нагрузку. Уменьшение эффективного сечения улучшает продольную гибкость ремня. В то же времл при поперечном изгибе ремня в канавке зуб играет роль ребра жесткости, значительно уменьшая прогиб ремня и искаже-
Рис. 12. Вариаторные ремни фирм:
Q — Goodier; 6 — Pirelli; s — Continental
нне его сечения. В результате распределение нагрузки по виткам корда также становится более равномерным.
Наиболее распространены вариаторные ремни с нижними зубьями ——у них корд расположен относительно выше и меньшая иасть его волокон попадает в зону сжатия. При верхних зубьях ремнн оказываются менее гибкими, они требуют использования шкивов больших диаметров; такие ремни применения не нашли. Ремнн с двусторонними зубьями (рис. 11, г) используют на шкивах особо малых диаметров и при малых нагрузках, в частности в текстильных машинах.
Для увеличения жесткости при поперечном изгибе и улучшения распределения нагрузки по виткам корда иногда сечению ремня придают арочную форму (рис. 11, 6, д). Это имеет особое значение для сплошных ремней (рис. 11, д), у которых деформация сечения и прогиб в канавке значительно больше, чем у зубчатых ремней. Вариаторные ремни выполняют как с оберткой (рис. 11, б, д), так и без обертки (рис. 11, а, г). Обертка предохраняет ремень от преждевременного отказа из-за расслоения. В ремнях без обертки концы навитого по спирали кордшнура вы- 36
ходят на рабочие поверхности. При повышенном скольжении в канавке эти концы задираются и выдергиваются из ремня, способствуя его разрушению. Однако при отсутствии обертки и трении резины по металлу шкива коэффициент трения выше в 1,5 раза, и такие ремни требуют меньшего натяжения (на 10 ... ... 20%).
В большинстве случаев зубчатые ремни изготовляют с формованным зубом. При нижнем расположении зубьев и наличии обертки (рис. 11, 6) ремни чаще делают с нарезанным зубом. В последнем случае ремень изготовляют сплошным и на готовом ремне вырезают впадины между зубьями. Для вариаторов сельскохозяйственных машин, работающих при больших нагрузках, больших пусковых моментах и с ограниченным диапазоном регулирования, рекомендуют ремни сплошного сечения типа, указанного на рис. 11, 3 н 12,、6. Такие ремни требуют шкивов больших диаметров. Для вариаторов мототранспортных средств фирма Pirelli рекомендует ремни по рис. 11, б. Очевидно, что для машин двух последних назначений, работающих при повышенной запыленности и с частыми пробуксовками, ремни с оберткой оказываются более надежными.
Для вариаторов промышленного назначения чаще рекомендуют ремни без обертки. На рис. 12, а, в показаны сечения двух подобных ремней.
МАТЕРИАЛЫ ЭЛЕМЕНТОВ РЕМНЯ-ИЗГОТОВЛЕНИЕ РЕМНЕЙ
От материала элементов ремня и от качества изготовления в значительной степени зависят его долговечность, тяговая способность и КПД передачи. Изысканием и внедрением новых материалов, повышением уровня технологии, и в частности, механизацией Операций, проведенными в последнее десятилетие в СССР и за рубежом, долговечность вариаторных, как и клиновых ремней других типов, была значительно повышена. Однако возможности для дальнейшего повышения качества ремней далеко не исчерпаны.
Виды материалов элементов ремня устанавливают в соответствии с выполняемыми ими функциями с тем, чтобы в наибольшей степени обеспечить требования к ремню, перечисленные в разд. 3.1, с учетом специфических условий работы ремня данного типа.
Материал несущего слоя в соответствии с его назначением должен обладать высокой усталостной прочностью при длительном воздействии переменных напряжений растяжения и изгиба, достаточно высоким модулем упругости при растяжении, что снижает упругое скольжение ремня и износ его рабочих поверхностей. Для снижения вытяжки ремней при эксплуатации материал корда должен обладать малым остаточным удлинением. Это особенно важно для ремней вариаторов с фиксированным положением ва-
лов, так как вытяжка ремня значительно сокращает диапазон
регулирования.
В связи с тем, что температура внутри ремня при его работе достигает 100° С и более, материал корда должен обладать хо
рошей теплостой костью.
При подборе материала корда следует учитывать реальные условия эксплуатации. Так, если при спокойной нагрузке целесообразны высокомодульные материалы несущего слоя, то при ударной пульсирующей нагрузке лучше применять корд с меньшим модулем упругости, что улучшает амортизирующие свойства
ремня и благоприятно отражаетсяремня и благоприятно отражаетсяРис. 13. Диаграмма «напряжение—удлинение» кордшнура (№ кривых по табл. 3)Рис. 13. Диаграмма «напряжение—удлинение» кордшнура (№ кривых по табл. 3)на стойкости как самого ремня, так и других деталей и узлов машины. Ремни с меньшим модулем упругости менее чувствительны к точности изготовления.
ремня и благоприятно отражается
ремня и благоприятно отражается
Рис. 13. Диаграмма «напряжение—удлинение» кордшнура (№ кривых по табл. 3)
Рис. 13. Диаграмма «напряжение—удлинение» кордшнура (№ кривых по табл. 3)
В настоящее время для корда применяют материалы на основе синтетических волокон: полиамидных (анид, капрон) и полиэфирных (лавсан, терилен, диолен, тетерон), а также искусственных волокон (вискоза). В отечественной промышленности преимущественно используют шнуры и ткани из анидных
волокон и из вискозы и реже шнуры из лавсана и капроновую ткань; за рубежом чаще применяют материалы из полиэфирных волокон. Иногда для корда применяют также стальной канатик и шнуры из стекловолокна, они обеспечивают наиболее высокий модуль упругости ремня
при растяжении, минимальную вытяжку, высокую прочность, но изгибоустойчивость их существенно ниже. В перспективе при
менение смешанных шнуров из различных волокон.
Прочность и упругие свойства кордшнура зависят от его материала и структуры: номера первичных нитей (номер показывает длину нити в м, приходящуюся на 1 г массы), числа нитей в стренге 2口 и числа стренг в шнуре z「 В табл. 3 приведены, по данным В. А. Овчинниковой, характеристики применяемых отечественных шнуров и импортного шнура из диолена после их пропитки, на рис. 13 — их деформационные кривые. В обозначении структуры первая группа цифр ——№, средняя цифра ——zH и последняя ——гс. Толщина d^ получена измерением шнура микроскопом; площадь (мм?) живого сечения
2Hze
№рш '
3. Характеристики кордшнуров
岩
Материал
Обозначение
N
二m
1
、3
N
S
При е = 0,02%
При разрыве
仁
7七 о N
鏡
汶
и 2 to м
Анид
10,7/2/4
1,0
0,91
0,65
2,3
50
16,5
7700
»
10,7/4/3
1,2
1,01
0,98
3,1
78
16,8
7900
》
10,7/7/3
1,8
1,48
372
11
3,2
ПО
6400
Вискоза
5,45/2/3
1,1
0,96
10,73
5,0
34
4650
»
5,45/5/3
1,8
1,52
也83
20
5,4
78
4250
Лавсан
10,7/3/3
0,87
出,61
10
8,2
41
6700
10,7/5/3
1,13
17
8,2
60
6000
»
10,7/9/4
1,77
@,43
31
6,4
140
5750
9/2/3
0,78
049
7
7,2
38
8000
10
》
9/3/3
1,38
0,96
.0,72
12
7,8
57
7800
11
9/6/3
1,9
1,36
1,45
17
6,0
99
12,5
6800
12
Диолен
9/2/3
0,9
0,78
0,48
5
5,2
38
7900
где рш ——плотность в г/см3, равная для полиэфирного волокна 1,38, полиамидного 1,14 и вискозы 1,5.
Условный диаметр шнура dk соответствует площади 5Ш. Временное сопротивление % =尸р/5ш (尸р — разрывное усилие). Кордшнур в ремне испытывает на прямолинейной ветви деформации растяжения 0,5 ... 1 % и на шкиве от растяжения и изгиба 2 ... 2,5%. Соответственно этому в табл. 3 даны растягивающая сила F и модуль упругости на растяжение £区 при £ = 0,02. Последний подсчитан по формуле
к 5Ш8 *
В испытании на усталость при изгибе анидный шнур выдержал 400 ... 60(/ лавсановый 300 ... 400, а вискозный 100 ... 200 тыс. циклбв [89 ].
Как видно, лавсановый шнур отличается наибэльшим модулем упругости при растяжении и наименьшим удлингнием. Анидный шнур обладает наибольшей усталостной прочностью при изгибе, но модуль упругости у него наименьший, а вытяжка наибольшая. Из-за большей продольной податливости он лучше приспособлен для работы при ударной, пульсирующей нагрузке. У вискозного шнура модуль упругости и вытяжка имеют средние значения, но прочность и изгибоустойчивость наименьшие.
В табл. 4 приведены характеристики тканей, применяющихся для корда и обертки клиновых ремней. Относительная характеристика кордовых тканей та же, что и шнуров из соответствующих материалов [89 ]. В вариаторных отечественных ремнях используют для несущего слоя анидную или капроновую ткань марки
4. Характеристики тканей для клиновых ремней
Ткань
Назначение
Толщина, мм
Поверхностная плотность, г/м 2
Разрывное усилие полоски 50 X 200 мм, кгс
Удлинение при разрыве, %
Полиэфирная
Для корда
0,9—1,0
550—570
1200
14
Полиамидная
То же
0,8
1,15
380
580
950
1200
25
Вискозная
》
0,7
440
680
18
«Смеска»
Для обертки
0,7
260
60/72 *
17/15 *
* В числителе — по основе, в знаменателе — по утку.
10——2——3, анидный или вискозный шнур, для обертки ——хорошо противостоящую износу ткань «смеска», состоящую из 80% хлопкового волокна и 20% штапельного, капронового. Для усиления слоя растяжения кордшнуровых ремней в него вводят капроновую ткань. Резина слоя сжатия при работе ремня испытывает многократные деформации растяжения (до 2%), сжатия (до 5 ...
...7%) и сдвига; резина слоя растяжения ——деформации растяжения (до 4%) и сдвига. В результате внутреннего трения происходит выделение тепла, приводящее к старению резины и образованию трещин. В соответствии с этим резины, применяемые для клиновых ремней, должны обладать достаточно высокой усталостной прочностью, повышенной сопротивляемостью тепловому старению и малыми гистерезисными потерями. Для слоя сжатия желательна анизотропия свойств ——повышенная жесткость в поперечном направлении и пониженная в продольном. Это достигается в ряде случаев введением в резину волокнистых наполнителей с ориентацией волокон (каландрированием) в поперечном направлении.
Резины для слоя сжатия и растяжения составляются на основе хлоропренового каучука (наирита) или в сочетаниях его с бутадиен нитр ильными каучуками [89].
При определенных составах резина приобретает свойства морозостойкости. Временное сопротивление разрыву резины для клиновых ремней составляет 100 ... 170 кгс/см2, относительное удлинение 250 ... 450%, остаточное удлинение 4 ... 20%, твердость по прибору ТМ-2 70 ... 78, гистерезисные потери 16 ... 25%.
Резины эластичного слоя, прилегающего к корду» составляются с большим содержанием каучука, и для повышения адгезии к тек- 40
стильным элементам в нее вводятся соответствующие вещества (резорцин, уротропин и др.). Временное сопротивление разрыву этих резин 90 ... 130 кгс/см2, относительное удлинение 410 ...
550%, твердость по ТМ-2 60 ... 65. При лавсановом кордшнуре эластичный слой не вводится. Перед сборкой ремней кордшнур,
находящийся под натяжением, пропитывают составом, улучшающим адгезию, и сушат. Затем полиэфирный шнур подвергают термофиксации, полиамидный ——горячей вытяжке и фиксации [89 ]. Кордткань также пропитывают, после чего обкладывают
резиной на каландре.
раздвижном барабане,раздвижном барабане,Сборку заготовок ремней п роизводят на специальном станке:
раздвижном барабане,
раздвижном барабане,
Рис. 14. Барабанная пресс-форма для вулканизации с заготовками ремнейРис. 14. Барабанная пресс-форма для вулканизации с заготовками ремнейпри длине ремней до 4 ... 4,5 м — на при длине от 1,8 м и более — на двух барабанах. Применяют преимущественно групповую сборку ремней (заготовку вике л я) и реже индивидуальную сборку заготовки каждого ремня. Кордшнуровые ремни можно собирать прямым или обратным методом. В первом случае на барабан последовательно навивают резину слоя сжатия, тонкий слой мягкой резины, корд- шнур (под натяжением), опять слой мягкой резины и в заключение — слой растя-
Рис. 14. Барабанная пресс-форма для вулканизации с заготовками ремней
Рис. 14. Барабанная пресс-форма для вулканизации с заготовками ремней
жения. Перед навивкой кордшнур промазывают клеем, после на
вивки прикатывают валком и снова промазывают клеем.
При другом методе сборки слои набираются в обратном порядке, и после разрезки викеля заготовки выворачивают. Корд- тканевые ремни собирают прямой сборкой. Далее заготовки отдельных ремней на другом станке обертывают диагонально нарезанной прорезиненной тканью и передают на вулканизацию.
При изготовлении ремней типа, показанных на рис. 11, а, в викель укладывают заготовку нижней части ремня с формованными зубьям/. Сам викель вулканизируют целиком без съема с барабана, Аосле чего разрезают на отдельные ремни.
Вулканизация ремней в зависимости от их длины и серийности выпуска может производиться следующими способами: целиком всего ремня в круговой форме; в изогнутом состоянии последовательно непрерывным процессом; в прямолинейных формах по
частям. u
В первом случае группу заготовок собирают на барабанной пресс-форме (рис. 14) и закладывают в котел диафрагменного или автоклавного вулканизатора. Здесь пресс-форму, охватывает резиновая диафрагма или рубашка. При вулканизации снаружи и внутри пресс-формы создается разность давлений, способствующая подпрессовке заготовок. Менее совершенна вулканизация в котлах. Для ее осуществления заготовки ремней на барабанах предварительно обкатывают и забинтовывают. Для вулканизации
вариаторных ремней с формованным зубом УКРНИИпластмашем и Тульским комбайновым заводом создан специальный вулканизатор, в котором форма состоит из секторов, перемещением которых производится прессовка ремней.
Непрерывная вулканизация осуществляется на ротационных вулканизаторах. При этом заготовку ремня / (рис. 15) надевают на рабочий барабан 3 и натяжной ролик 2 и прижимают прессующей лентой 5 к канавкам рабочего барабана. Нагрев ремней осуществляется нагревателем 4 при непрерывном движении заготовок.
Вулканизацию в прямолинейной форме производят в челюстных прессах по частям, ремень при этом находится под натяжением.
44JUJU55Рис. 15. Схема устройства для непрерывной вулканизацииРис. 15. Схема устройства для непрерывной вулканизацииВулканизацию в круговой форме применяют для ремней длиной до 4 ... 5 м, на ротационных вулканизаторах при 厶=0,9 … 20 м и на челюстных прессах при 厶=1,7 ... 20 м.
4
4
JU
JU
5
5
Рис. 15. Схема устройства для непрерывной вулканизации
Рис. 15. Схема устройства для непрерывной вулканизации
Правильная технология изготовления ремней должна обеспечить обязательное натяжение корда и заготовок в процессе сборки и прессования, правильное размещение корда в ремне, а также минимальное колебание размеров сечения по длине ремня. Натяжение уплотняет корд и повышает модуль упругости ремня, снижает вытяжку его в эксплуатации, повышает КПД передачи и долговечность ремней. Неравномерная навивка шнура или перекос корда в ремне ведут к неравномерности распределения нагрузки по виткам корда. Кроме того, при перекосе корда ремень склонен к закручиванию и перекосу в канавке, часть его
нитей, смещаясь в зону сжатия, испытывает при работе знакопеременные напряжения. Все это значительно снижает долговечность ремня. Если корд по длине ремня расположен на разных уровнях или размеры сечения изменяются по длине, то при работе передачи, как указано ниже, возникают колебания ремня и крутильные колебания валов, снижающие долговечность как самого ремня, так и других деталей передачи.
При прессовой и ротационной вулканизации лучше обеспечивается натяжение и уплотнение заготовки в процессе вулканизации. Однако при этих способах на ремнях имеются участки с двойной вулканизацией, отличающиеся пониженной гибкостью и усталостной прочностью; размеры сечения и модуль упругости ремня изменяются по его длине. Кроме того, при прессовой вулканизации искажение сечения в работе на шкивах наибольшее.
Вулканизация на барабанных пресс-формах обеспечивает лучшее постоянство сечения и упругих свойств по длине ремня и меньшие отклонения в длинах ремней.
3・3・ РАЗМЕРЫ РЕМНЕЙ И ИХ КОНТРОЛЬ
Рис. 16. Размеры сечения зубчатого кли нового ремняРис. 16. Размеры сечения зубчатого кли нового ремняРазмеры сечения (рис. 16) стандартных ремней по ГОСТ 1284.1—80 и пределы расчетных длин каждого сечения приведены в табл. 5. Основным размером является расчетная ширина Ьр, соответствующая ширине ремня по нейтральной линии при чистом изгибе. По этой ширине профилируются канавки шкивов. Положение ее на шкивах определяет их расчетные диаметры, скорость ремня, передаточное число и усилия в ремнях. В указанных в табл. 5 пределах расчетные длины 厶 следует брать по ряду R20 и менее предпочтительно по ряду R40. В табл. 5 приведены также вспомогательные данные: площадь сечения S1? масса 1 м ремня % ширины ^о и Ьг по верхнему и нижнему основаниям сечения, а также координата нейтральной линии. Последняя принята hp = 0,36/г.
Рис. 16. Размеры сечения зубчатого кли нового ремня
Рис. 16. Размеры сечения зубчатого кли нового ремня
Угол клина ремней по ГОСТ 1284.1—80 при измерении его на прямолинейном участке 40°. Угол канавок шкивов назначается в пределах 32 ... 40° в зависимости от диаметра шкива.
Для вариаторов преимущественно используют широ
кие ремни, размеры которых регламентированы стандартом ОСТ 38.5.17—73. Учитывая разнообразие требований к характеристикам вариаторов, в стандарте для промышленных приводов предусмотрены две группы ремней с относительной шириной V = 3,1 ... 3,2 и 23 (табл. 6). Первая группа (1-В) предназначена для вариаторов с большим диапазоном регулирования, а вторая (2-В) с меньшим Д, но при повышенной мощности. Ряд ремней 1-В соответствует рекомендации ISO на вариаторные ремни с шириной \йр = 16 100мм.
Для регулируемых передач сельскохозяйственных машин в ОСТ 38.5.17—73 имеется особый ряд ремней СВ с относитель-
5. Параметры клиновых ремней нормальных сечений
Обозначение
Размеры, мм
Si， см2
L,
мм
昭
h *
弟
bi
11
8
13
7,2
2,8
0,81
0,105
560
4 000
14
10,5
17
9,3
4,0
1,38
0,18
800
6 300
19
13,5
22
12,2
4,8
2,30
0,30
1800 ..
10 600
27
19
32
18,2
6,9
4,76
0,62
3150
15 000
* По ГОСТ
1284.1—80.
СечениеРазмеры и допускаемые отклонения, ммS1， см2кг/мL,мм6Рh力0时1-В20206,5±0,522土將181,71,300,16560..12501-В25258±0,527土眈22,12,01,960,25710 ..16001-В323210±0,534”； 927,92,53,100,39900 ..2000ЬВ404013±0,543±о：?35,03,25,080,631120 ..2500ЬВ505016±0,653 士战43,24,07,700,961400 ..31501-В636320±0,767土林57,85,012,181,521800 ..40001-В808025±0,985培69,76,319,342,422240 ..50002-В252511±0,528t虢21,33,62,710,35800.• 20002-В323214±0,536”： 927,54,64,450,56800 ...20002-В404018±0,645±J；?34,06,07,100,891120 ..20002-В505022±0,856 土拨42,57,610,841,361250.2000СВ252312,5±0,525±齧17,33,82,650,33800...1600СВ322915±0,632堤22,84,84/20,521000...2000СВ383517,5±0,638融27,35,75,720,721250 ...2500СВ454120±0,745±悌32,86,67,781,001400 ..• 2800СВ504522±0,850 土彊36,57,69,531,201600 ...4000СечениеРазмеры и допускаемые отклонения, ммS1， см2кг/мL,мм6Рh力0时1-В20206,5±0,522土將181,71,300,16560..12501-В25258±0,527土眈22,12,01,960,25710 ..16001-В323210±0,534”； 927,92,53,100,39900 ..2000ЬВ404013±0,543±о：?35,03,25,080,631120 ..2500ЬВ505016±0,653 士战43,24,07,700,961400 ..31501-В636320±0,767土林57,85,012,181,521800 ..40001-В808025±0,985培69,76,319,342,422240 ..50002-В252511±0,528t虢21,33,62,710,35800.• 20002-В323214±0,536”： 927,54,64,450,56800 ...20002-В404018±0,645±J；?34,06,07,100,891120 ..20002-В505022±0,856 土拨42,57,610,841,361250.2000СВ252312,5±0,525±齧17,33,82,650,33800...1600СВ322915±0,632堤22,84,84/20,521000...2000СВ383517,5±0,638融27,35,75,720,721250 ...2500СВ454120±0,745±悌32,86,67,781,001400 ..• 2800СВ504522±0,850 土彊36,57,69,531,201600 ...40006. Параметры вариаторных клиновых ремией6. Параметры вариаторных клиновых ремиейПараметрыПри высоте ремня 九《П12 ... 1516 ... 18> 20Глубина паза Ширина паза Шаг зубьев3±0,52 ... 48 ... 125±1,03 ... 512 ... 167±1,04 ... 614 ... 189±1,05714 ... 18ПараметрыПри высоте ремня 九《П12 ... 1516 ... 18> 20Глубина паза Ширина паза Шаг зубьев3±0,52 ... 48 ... 125±1,03 ... 512 ... 167±1,04 ... 614 ... 189±1,05714 ... 187. Размеры зубьев зубчатых ремией по ОСТ 38.5.17—73, мм7. Размеры зубьев зубчатых ремией по ОСТ 38.5.17—73, ммс)с)Рис. 17. Контроль размеров ремня: а — схема приспособления; 6 — канавка контрольного шкнваРис. 17. Контроль размеров ремня: а — схема приспособления; 6 — канавка контрольного шкнва
Сечение
Размеры и допускаемые отклонения, мм
S1， см2
кг/м
L,
мм
6Р
h
力0
时
1-В20
20
6,5±0,5
22土將
18
1,7
1,30
0,16
560.
.1250
1-В25
25
8±0,5
27土眈
22,1
2,0
1,96
0,25
710 .
.1600
1-В32
32
10±0,5
34”； 9
27,9
2,5
3,10
0,39
900 .
.2000
ЬВ40
40
13±0,5
43±о：?
35,0
3,2
5,08
0,63
1120 .
.2500
ЬВ50
50
16±0,6
53 士战
43,2
4,0
7,70
0,96
1400 .
.3150
1-В63
63
20±0,7
67土林
57,8
5,0
12,18
1,52
1800 .
.4000
1-В80
80
25±0,9
85培
69,7
6,3
19,34
2,42
2240 .
.5000
2-В25
25
11±0,5
28t虢
21,3
3,6
2,71
0,35
800.
• 2000
2-В32
32
14±0,5
36”： 9
27,5
4,6
4,45
0,56
800 ..
.2000
2-В40
40
18±0,6
45±J；?
34,0
6,0
7,10
0,89
1120 .
.2000
2-В50
50
22±0,8
56 土拨
42,5
7,6
10,84
1,36
1250
.2000
СВ25
23
12,5±0,5
25±齧
17,3
3,8
2,65
0,33
800..
.1600
СВ32
29
15±0,6
32堤
22,8
4,8
4/2
0,52
1000..
.2000
СВ38
35
17,5±0,6
38融
27,3
5,7
5,72
0,72
1250 ..
.2500
СВ45
41
20±0,7
45±悌
32,8
6,6
7,78
1,00
1400 ..
• 2800
СВ50
45
22±0,8
50 土彊
36,5
7,6
9,53
1,20
1600 ..
.4000
Сечение
Размеры и допускаемые отклонения, мм
S1， см2
кг/м
L,
мм
6Р
h
力0
时
1-В20
20
6,5±0,5
22土將
18
1,7
1,30
0,16
560.
.1250
1-В25
25
8±0,5
27土眈
22,1
2,0
1,96
0,25
710 .
.1600
1-В32
32
10±0,5
34”； 9
27,9
2,5
3,10
0,39
900 .
.2000
ЬВ40
40
13±0,5
43±о：?
35,0
3,2
5,08
0,63
1120 .
.2500
ЬВ50
50
16±0,6
53 士战
43,2
4,0
7,70
0,96
1400 .
.3150
1-В63
63
20±0,7
67土林
57,8
5,0
12,18
1,52
1800 .
.4000
1-В80
80
25±0,9
85培
69,7
6,3
19,34
2,42
2240 .
.5000
2-В25
25
11±0,5
28t虢
21,3
3,6
2,71
0,35
800.
• 2000
2-В32
32
14±0,5
36”： 9
27,5
4,6
4,45
0,56
800 ..
.2000
2-В40
40
18±0,6
45±J；?
34,0
6,0
7,10
0,89
1120 .
.2000
2-В50
50
22±0,8
56 土拨
42,5
7,6
10,84
1,36
1250
.2000
СВ25
23
12,5±0,5
25±齧
17,3
3,8
2,65
0,33
800..
.1600
СВ32
29
15±0,6
32堤
22,8
4,8
4/2
0,52
1000..
.2000
СВ38
35
17,5±0,6
38融
27,3
5,7
5,72
0,72
1250 ..
.2500
СВ45
41
20±0,7
45±悌
32,8
6,6
7,78
1,00
1400 ..
• 2800
СВ50
45
22±0,8
50 土彊
36,5
7,6
9,53
1,20
1600 ..
.4000
6. Параметры вариаторных клиновых ремией
6. Параметры вариаторных клиновых ремией
Параметры
При высоте ремня 九
《П
12 ... 15
16 ... 18
> 20
Глубина паза Ширина паза Шаг зубьев
3±0,5
2 ... 4
8 ... 12
5±1,0
3 ... 5
12 ... 16
7±1,0
4 ... 6
14 ... 18
9±1,0
57
14 ... 18
Параметры
При высоте ремня 九
《П
12 ... 15
16 ... 18
> 20
Глубина паза Ширина паза Шаг зубьев
3±0,5
2 ... 4
8 ... 12
5±1,0
3 ... 5
12 ... 16
7±1,0
4 ... 6
14 ... 18
9±1,0
57
14 ... 18
7. Размеры зубьев зубчатых ремией по ОСТ 38.5.17—73, мм
7. Размеры зубьев зубчатых ремией по ОСТ 38.5.17—73, мм
с)
с)
Рис. 17. Контроль размеров ремня: а — схема приспособления; 6 — канавка контрольного шкнва
Рис. 17. Контроль размеров ремня: а — схема приспособления; 6 — канавка контрольного шкнва
ной шириной V = 2,0. По этому стандарту ряд длин в пределах, указанных в табл. 6, располагается по ряду нормальных чисел R20; угол клина ремня в недеформированном состоянии 34 ± ±1°. Угол клина ремня при изгибе его на шкивах уменьшается, и тем больше, чем меньше диаметр шкива. Это изменение в значительной степени зависит от конструкции ремня: у сплошных ремней оно будет большим, у зубчатых — меньшим.
Ремни рядов 1-В и СВ могут изготовляться как сплошными, так и зубчатыми, ряда 2-В ——только зубчатыми. Для промышленных установок применяют только зубчатые ремни. Размеры зубьев по стандарту приведены в табл. 7.
В зарубежной практике для обеспечения особенно широкого диапазона регулирования при малых мощностях применяют вариаторные ремни и с большей относительной ширинойV до4 ... 4,5.
Для вариаторов с несколькими ремнями в] целях равномерной их работы колебание длин в комплекте'* должно быть в пределах, предусмотренных в стандартах. Для удобства комплектации все поле отклонений длин разбито на 6 ... 8 групп. Номинальные длины и номер группы указываются в маркировке. Для работы в комплекте должны браться ремни одной партии и одной группы, а при отсутствии в маркировке но
мера группы ремни должны подбираться по их длинам.
Так как размеры, форма, сечение и длина ремня изменяются под нагрузкой и при изгибе, то контролировать их следует в условиях, приближающихся к рабочим. С этой целью проверку производят на стандартных шаблонных шкивах под натяжением. Для этого один из шкивов устанавливают на плавающей каретке или подвешивают на измеряемом ремне (рис. 17, а) и нагружают.
При проверке контролируют величину погружения ремня в канавку и определяют расстояние а между центрами шкивов.
Контроль величины погружения является комплексной проверкой размеров сечения йр, /г и ср. Производится он по рискам, нанесенным у выреза в стенке канавки шкива (рис. 17, б). При размерах ремня, укладывающихся в допускаемые отклонения, верхняя грань ремня должна лежать между наружной поверхностью шкива и риской р2, а нижняя ——между рисками р* и р。.
По расстоянию а определяют расчетную длину 厶=2а + nd. Чтобы ремень при проверке занял правильное положение, шкивы провертывают на несколько оборотов.
Размеры контрольного шкива (рис. 17) и координаты рисок А)，Pi м 02 для стандартных ремней даны в ОСТ 38.5.17—73, для нестандартных подсчитываются по предельным отклонениям по ширине и высоте ремней с учетом деформации ремня под натяжением [66].
Для хорошей работы ремня весьма важным является постоянство размеров его сечения по длине. Так, если расчетная ширина на каком-то участке изменится на величину АЬ> то это повлечет изменение расчетного радиуса шкива на величину Ar = 0,5А/?р ctg(р/2. Вследствие этого мгновенное передаточное число изменится, что вызовет вибрацию ремня и крутильные колебания ведомой системы.
Далее изменение расчетного радиуса шкива вызовет в передаче с подвижной системой ее перемещение и колебания, а в передаче с закрепленными валами — изменение расчетной длины ремня
AL лАг =备 Айр ctg 子
и изменение напряжения от предварительного натяжения
Аст = е£р = -^ £р == ^- Айр ctg 姜.
Следовательно, колебания натяжения ремня будут тем значительнее, чем меньше длина ремня и выше его модуль упругости. Поэтому при высокомодульном корде особенно важно иметь возможно меньшее колебание размеров ремня по ширине.
При угле канавки 屮=26° приведенные величины будут:
Ar = 2,2Abp； AL = 6,8А% м Ао = 6,8А%Ер/，
Для вариаторного ремня с размерами bxh = 56x22 мм и 厶=2000 мм предусмотрен допуск на ширину АЬр 二 2 мм. При колебании ширины ремня по его длине в пределах этого допуска во время работы ремня AL = 13,6 мм и при модуле упругости Ер = 3000 кгс/см2 изменение натяжения Аст0 = 20 кгс/см2, что соизмеримо с величиной предварительного натяжения.
Исследования, проведенные Р. С. Галаджевым и др. [18] ремней того же сечения, показали, что колебания ширины ремней прессовой вулканизации по их длине достигли 2 мм, а натяжение ветви AS0 — 100 кгс. Даже среднестатические значения усилий,
вызванных погрешностями изготовления ремней, были сопоставимы с начальным натяжением. При ротационной вулканизации погрешности ремней и колебания натяжений были существенно меньше. Этими же исследованиями установлено, что наличие динамических нагрузок, обусловленных колебанием натяжения, значительно снижает долговечность ремней.
Отсюда видна необходимость установления достаточно жестких допусков на колебание ширины ремня по его длине. Контрольным элементом следует принять колебание межосевого расстояния за время одного пробега при указанной выше комплексной проверке. Для этого контрольное приспособление (рис. 17, а) должно быть снабжено индикатором. Можно проводить подобную проверку и по изменению натяжения ремня за один пробег. Для этого плавающий шкив поверочного станка надо подпружинить и с помощью винтового устройства создать натяжение ремня.
УПРУГИЕ СВОЙСТВА РЕМНЕЙ
Как показано в разделе 3.1, упругие свойства ремней в значительной мере определяют качественные показатели работы передачи. Наиболее важными из этих свойств являются приведенные модули упругости при растяжении J, изгибе £и и поперечном сжатии £с.
Повышение модуля упругости при растяжении £р уменьшает скольжение и потери в передаче, однако при этом ухудшаются ее амортизирующие свойства, и передача становится более чувствительной к точности выполнения размеров ремня.
Жесткость при изгибе всегда желательно иметь возможно меньшей — это снижает потери, увеличивает долговечность и позволяет применять шкивы меньших диаметров. Поперечную же жесткость ремней следует всемерно повышать, при этом уменьшаете^ радиальное перемещение ремня, снижаются потери, повышается точность передаточного отношения и жесткость кинематической характеристики. Для уменьшения вытяжки при работе остаточные удлинения должны быть минимальными.
Упругие свойства ремней колеблются в широких пределах в зависимости от конструкции ремня, материала его элементов, а также технологии и качества изготовления. Элементы ремня —— корд, подушки и обертка — выполняются из высокополимерных материалов, обладающих упруговязкими свойствами. Поэтому упругие характеристики ремней, как и этих материалов, не являются постоянными, а зависят от величины деформаций, скорости и предыстории деформирования, температуры.
При нагружении клинового ремня (рис. 18) прослеживаются три стадии и три составляющие деформаций: участок аб с упругим деформированием, участок бв с высокоэластичной деформацией и участок вг — стадия цластической деформации. При разгрузке ремня упругая составляющая снимается мгновенно, высо-
47
коэластичная ——медленно, пластическая составляющая необратима.
В соответствии с этим модули упругости, определенные при статическом и динамическом нагружении, будут различны. При первом будут проявляться как упругие, так и высокоэластичные деформации, а при динамическом — преимущественно упругие, и модуль упругости будет выше.
Клиновой ремень представляет собой типичную композитную деталь с ярко выраженной анизотропией. Упругие свойства его при продольном растяжении определяются в основном армирующим элементом —— кордом, а свойства при поперечном сжатии и сдвиге —— свойствами матрицы —— резиновыми подушками. В про
грузке
цессе изгиба корд испытывает продольные деформации, и поэтому упругие свойства ремня при изгибе зависят как от матрицы, так и от армирующего элемента, а также в значительной степени от конструкции ремня.
На рис. 19 приведены модули упругости при растяжении вариаторных ремней 28x13,5 мм разных конструкций и ремня 32 х 16 мм с формованным зубом, определенные при статическом и динамическом нагружении. В последнем случае £р устанавливался по затуханию колебаний. Как видно из рис. 19, значение модуля упругости в статике стабилизировалось при напряжении о。= =6 ... 10 кгс/см2, а в динамике возрастает и при больших напряжениях и оказывается выше по сравнению со статическим на 2835%.
Модуль упругости в динамике при рабочих напряжениях лежит в пределах £р = 3000 ... 4500 кгс/см2. Того же порядка величины Ер получены Р. С. Галаджевым для вариаторного ремня 50x22 мм [15]. Модули упругости Ер для одинаковых по конструкции ремней 28 X 13,5 мм, но с зубьями и без них оказались практически равными.
Связь модуля упругости ремня при растяжении с упругими свойствами составляющих элементов определяется зависимостью =线包，(33)
где Е/ —— модуль упругости при растяжении соответствующих элементов; S； — площадь их сечения.
48
Модуль упругости Ер резины 50 ... 80 кгс/см2, резиновой подушки слоя сжатия с оберткой для испытанного ремня 28 X X 13,5 мм —— 150 ... 300 кгс/см2, тканевого слоя растяжения того
же ремня —— 300 ... 400 кгс/см2 [6]. Как видно из табл. 3, модуль упругости кордшнура на два, а по сравнению с резиной на три порядка выше. Поэтому как величина модуля упругости ремня Ер,
Рис. 19. Зависимость модуля упругости при растяжении от напряжения о。для вариаторных ремней:
/ — 28X13,5 мм без зубьев; 2 — 28X13,5 мм с нарезанными зубьями; 3 — 28Х 13,5 мм без обертки с литыми зубьями; 4 — 32x16 мм с формованными зубьями и оберткой; в динамике; — — — — в статике
числом витков шнура или слоев кордткани, хотя площадь кордшнура составляет 5 ... 8%, а кордткани 25 30% площади сечения ремня.
Так, статический модуль упругости Ер узких клиновых ремней [58 ] составлял: при кордшнуре полиэфирном 3700 .,. 4200 кгс/см2, анидном — 1200 кгс/см2, вискозной кордткани — 4250 кгс/см2.
Но даже у ремней одной конструкции и выполненных из одних и тех же материалов упругие свойства могут изменяться в зависимости от условий изготовления в достаточно широких пределах. По данным С. Л. Самошкина [87 ], для партии в 200 кордтканевых ремней сечения В при медианном значении 七口 = =2800 кгс/см2 среднеквадратичное отклонение модуля упругости составляло 240 кгс/см2, а максимальное——1100 кгс/сма.
Модуль упругости ремнн при изгибе зависит от его конструкции, технологии изготовления, радиуса изгиба и в значительной мере от величины растягивающей силы. Он так же, как и при растяжении, различен в статике и динамике.
Зависимость модуля упругости ремня при изгибе от упругих свойств составляющих элементов и их размещения в сечении ремня определяется формулой
Ен二洋(34)
где Е{ — модуль упругости при растяжении или сжатии материала отдельных элементов; 厶，I — моменты инерции этих элементов и всего ремня относительно нейтральной оси.
Из формулы (34) следует, что чем выше жесткость армирующего элемента ремня и чем больше толщина его слоя, тем больше изгибная жесткость ремня.
Из проведенных в МАМИ опытов с клиновыми ремнями разных конструкций [6 ] следует, что модуль упругости £и при чистом изгибе (без растяжения) для кордтканевых ремней составляет 170 ... 200 кгс/см2, для кордшнуровых 90 ...120 кгс/см2. Данные по некоторым ремням приведены в табл. 8. Для ремня УБ (2) из-за высокого расположения кордшнура значение £и оказалось повышенным до 170 кгс/см2. Ремень 4 зубчатый со слоем ткани над кордом обладал изгибной жесткостью в 1,5 раза более высокой по сравнению с ремнем 3 без этого слоя. У ремня 5 с двусторонними зубьями изгибная жесткость наименьшая.
Различие в модуле упругости £и для кордтканевых и кордшнуровых ремней при чистом изгибе не столь большое. Это объ-
8. Модули упругости Ен ремней при чистом изгибе
№
Сечение ремия
Конструкция ремня
与，кгс/см?, при D/h
&
9
1
Б
Кордтканевый (три слоя)
—
200
193
182
174
2
УБ
Кордшнуровой
169
155
148
141
—
3
22 X 13
Зубчатый кордшнуровой
34/134
33,6/128
29,7/111
27/105
—
4
28Х 13,5
Зубчатый кордшнуровой с тканью на кордом
57/167
51/150
47/134
5
32X11,5
Кордшнуровой с двусторонним зубом
24/132
23/123
22/118
Примечание. Для зубчатых ремней в числителе значения fH прн отнесении к моменту инерции / полного сечения ремня, в знаменателе — к моменту инерции /0 живого сечення между зубьямн.
ясняется тем, что в этом случае нижняя часть кордткани попадает в зону сжатия и не может влиять на изгибную жесткость.
Как видно из табл. 8, с увеличением радиуса изгиба модуль упругости при изгибе несколько снижается. Модули упругости £и зубчатых ремней при отнесении к моменту инерции /0 живого сечения между зубьями оказываются того же порядка, что и кордшнуровых сплошных ремней, а при отнесении к моменту инерции I полного сечения в 3 ... 3,5 раза меньше. Во столько же раз меньше и их изгибная жесткость. Отношение изгибных жесткостей зубчатых и сплошных ремней с одинаковой высотой h будет
万(丛/)3 _ еН3
3 (^иЛспл Ell
При этом значение £нз отнесено к моменту инерции полного сечения. Согласно работе [6 ]
. Ецз /0 С(р — №. Ецз /0 С(р — №(35)(35)
. Ецз /0 С(р — №
. Ецз /0 С(р — №
(35)
(35)
Здесь коэффициент С@ на основании [71 ]
&р = 1&р = 1(36)(36)
&р = 1
&р = 1
(36)
(36)
где % — модуль упругости зуба при растяжении; /гз — момент инерции сечения зуба относительно нейтральной линии ремня;
&,方з — ширина по основанию и шаг зубьев; 卩 一 коэффициент Пуассона (卩=0,5).
Для большинства зубчатых ремней С@ = 2,5 ... 5, и второй сомножитель в формуле (35) изменяется в пределах 1,16 ... 1,27. Учитывая малую разницу в ширине ремня живого и полного сечения^ зависимость (35) можно предста-
ВНТЬ В видеРис. 20. Зависимость коэф-
/ 〃 、зфициента k3 уменьшения
网= (1,161,27)筝)・изгибной жесткости зубчатых
''九丿ремней от относительной вы
соты зуба hjh
На рис. 20 показана зависимость
коэффициента й3 от относительной высоты зуба hjh. При h3 =(0,25 ... 0,5) h коэффициент й3 = 0,5 ... 0,2, т. е. изгибная жесткость зубчатого ремня в 2 ... 5 раз ниже жесткости сплошного ремня того же сечения. У зубчатых ремней по табл. 8 h3 = (0,27 ... 0,33)瓦 и из рис. 20 й3 二 0,45 ... 0,35, что соответствует опытным данным, приведенным в этой таблице.
На рис. 21 показаны зависимости модуля упругости £и от напряжения растяжения 仃口, полученные из опытов при одно-
временном изгибе и растяжении. Сплошные кривые соответствуют значениям £и, подсчитанным по изгибающему моменту 也 без учета напряжений растяжения ар по формуле
штриховые ■— значениям Е； с учетом ар по зависимости Е；=亨~ (Мн - § ^iSiyi},
где Oj ——напряжение в элементе ремня; 5粗,——статический момент площади элемента относительно нейтральной линии ремня.
Рис. 21. Зависимость модуля упругости £и и Е； при изгибе с растяжением от напряжения Ор (номера кривых соответствуют номерам ремней по табл. 8)
Модуль упругости £д более точно характеризует изгибную жесткость ремня, но определение его весьма трудоемко.
Как видно из рис. 21, с увеличением напряжения растяжения изгибная жесткость существенно растет, и при ар = 12 …20 кгс/см2 Ей достигает наибольшего значения, превышающего в 1,7 ... 2,5 раза величины £и при чистом изгибе. Это объясняется тем, что с увеличением растягивающей силы слой с нулевым напряжением смещается вниз и все большая часть корда работает на растяжение, повышая изгибную жесткость. При смещении нулевого слоя за пределы корда величина Е[ стабилизируется.
Приведенные выше сведения по модулю упругости при изгибе получены для новых ремней. Опыты показали, что в первые часы работы величины £и снижаются примерно в 1,5 ... 1,6 раза. Это объясняется структурными изменениями материала элементов,
вытяжкой обертки слоя растяжения и частичным ослаблением связи обертки с резиной.
Как и при растяжении, модуль упругости при изгибе £и при работе передачи, т. е. в динамике существенно выше, чем в статике. Так, для ремня УБ он был в 1,25 раза, а для ремня 4 сечением 28 X 13,5 (табл. 8), имеющего жесткую тканевую подушку в слое растяжения, в 1,65 раза, достигая 200 кгс/см2 против 115 кгс/см2 в статике.
Жесткость ремней при поперечном сжатии в значительной степени зависит от конструкции ремня и соотношения размеров сечения V и^и от фактора формы Ф, представляющего отношение площади опорных поверхностей детали к ее свободной поверхности. Для"клинового ремня
不 2〃h1
(瓦 +，o) Zbp"
Чем относительно шире ремень, меньше Ф, тем меньше поперечная его жесткость при сжатии. Для узких клиновых ремней Ф = = 1,2 и модуль упругости при сжатии £с = 180 кгс/см2 как при тканевом, так и при шнуровом корде; для клиновых ремней нормального сечения Ф = 0,8 и £с = 125 ... 130 кгс/см2 [58]. У вариаторных ремней Ф = 0,33 ... 0,5. Поэтому, если они имеют такую же конструкцию, как и нормальные клиновые ремни, то поперечная жесткость становится еще меньше, что приводит к значительным потерям мощности и снижает жесткость кинематической характеристики. Поэтому вариаторные ремни требуют применения резин большей твердости и введения в подушки тканевых наполнителей. Для вариаторного сплошного ремня 28 X 13,5 мм с тканью в слое растяжения, аналогичного ремню 4 (табл. 8), при Ф — 0,55 модуль упругости при сжатии £с = = 270 … 300 кгс/см2, а для такого же ремня с нарезанными зубьями £с = 205 ... 235 кгс/см2 [6]. С увеличением относительной ширины ремней модуль упругости при сжатии необходимо повышать. Модули упругости £с в динамике и в статике оказались близкими.
Вытяжка ремней при работе зависит от материала корда, конструкции ремня и существенно от качества изготовления. Как показали многочисленные испытания, остаточное удлинение в первые 0,5 ...2ч работы нарастает быстро и достигает примерно 1 %. Затем вытяжка растет медленно, и перед началом разрушения —— снова быстро. При серийных испытаниях качественных вариаторных ремней удлинение их за весь период работы составляет 2,5 ... 3,5%.
Г л а в a 4
ТЕОРИЯ И ОСНОВЫ РАСЧЕТАКЛИНОРЕМЕННЫХ ВАРИАТОРОВ
СИЛЫ НАТЯЖЕНИЯ РЕМНЯ
Чтобы обеспечить необходимое прижатие ремней к шкивам, им в положении покоя задают предварительное натяжение 尸0. При холостом ходе на элемент ремня массой dm (рис. 22), находящийся на шкиве, действует центробежная сила
dQ】 =『 =嗇da=*da.
Сила dQi создает в ремне дополнительное натяжение 尸磔；из условия равновесия элемента будет
dQi = 2%sin*Q%da.(37)
Из сопоставления последних выражений и при наличии в передаче z ремней
几=尸m2 =号 z.(38)
Здесь и ниже все усилия относятся к передаче, т. е. ко всему комплекту ремней, составляющих передачу.
Действие натяжения от центробежных сил зависит от способа натяжения ремня, расположения передачи к горизонту и от межосевого расстояния. В передачах, где натяжение осуществляется грузом, действующим на подвижную систему, усилие прижатия ремней к шкивам определяется только этим грузом и не зависит от центробежных сил. Общее усилие в ремнях на холостом ходу 尸хол =尸0 +f可
В передачах с натяжением за счет упругости ремня центробежные силы повышают общее напряжение в ремне, ремень удлиняется. При неизменном межосевом расстоянии взаимодействие ремней и остальных деталей передачи (валов, опор, корпуса) следует рассматривать с учетом их упругих свойств. В процессе предварительного натяжения ремней с силой 尸。они удлиняются на величину % (рис. 23, а). Детали передачи при этом деформи- 54
руются в направлении линии центров силой Fa = 2F0 cos у, а межосевое расстояние уменьшается (рис. 23, б) на
дд2凡 cos yCr2凡 cos yCr
д
д
2凡 cos yCr
2凡 cos yCr
Рис. 22. Схема действия центробежных силРис. 22. Схема действия центробежных силНа рис. 23 усилия, действующие на детали, отложены в масштабе в 2 cos ? раза более мелком, чем усилия на ремнях, а соответствующие деформации — во столько же раз более крупном масштабе.
Рис. 22. Схема действия центробежных сил
Рис. 22. Схема действия центробежных сил
Рис. 23. Диаграмма деформаций:а — ремня; 6 — деталей передачи
На холостом ходу под действием центробежных сил натяжение ремней увеличивается до Гх0Л и ремень удлиняется на величину
А%
Деформация деталей уменьшается на
усилие, действующее на вал передачи, снижается до
冗二爲注坛=2f。8SY（1-W%）.
Соответственно уменьшается усилие прижатия ремня к шкивам, и тяговая способность передачи падает.
Из схемы, показанной на рис. 23, а,尸хол =尸6 + 尸口， где
尸о = 2&§ 丫усилие в ремнях от оставшейся деформации деталей передачи.
Отсюда
尸хол = ^^у + 尸u =尸。(1 ~ 2^osV) + 尸u・
Выразив деформации АХр и Хд через усилия и жесткость, получим+
(39)55(39)55尸Х°“ =尸о + К&.
(39)
55
(39)
55
(40)(40)(41)(41)Коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил,—4cp cos2 丫
(40)
(40)
(41)
(41)
K Сд + 4Cp cos2 у •
Усилие, действующее на вал на холостом ходу, 尸;=2尺 cos y = 2汽 sin 告=2 [尸。 — (1 _ k)尸口] sin 等;
в положении покоя
(41а)(41а)尸а。 = 2尸0 sin号.
(41а)
(41а)
и деталейи деталей以С以Сжесткости ремняжесткости ремняРис. 24. Положение дуг сцепления ссп и скольжения сссРис. 24. Положение дуг сцепления ссп и скольжения сссВеличина К зависит от способа натяжения и относительной
и деталей
и деталей
以С
以С
жесткости ремня
жесткости ремня
Рис. 24. Положение дуг сцепления ссп и скольжения ссс
Рис. 24. Положение дуг сцепления ссп и скольжения ссс
передачи. В передачах с автоматическим натяжением К = 1; здесь натяжение ремней увеличивается на полную величину 尸屮 что повышает общее напряжение в ремне и снижает его долговечность. Усилие прижатия обусловлено только предварительным натяжением 尸。и не зависит от центробежных сил.
В передаче с деталями большой
ХОЛХОЛжесткости и малой жесткостью ремня К -> 0; усилие прижатия ремня к шкивам убывает с возрастанием центробежных сил пропорционально Fj = FXOJl —尸口. В передачах, в которых существенное значение имеет провисание,
ХОЛ
ХОЛ
усилие прижатия уменьшается медленнее, чем в предыдущем случае.
В клиноременных вариаторах натяжение ремня преимущественно создается пружиной.立。снижает жесткость Со и К -> 1; передача по своим свойствам приближается к передаче с автоматическим натяжением.
Взаимодействие ремня со шкивом при работе под нагрузкой определяется характером их относительного движения.
При нагружении передачи натяжение ведущей ветви увеличивается до /\, ведомой уменьшается до 尸2 (рис. 24). В процессе обегания ведущего шкива натяжение ремня падает от /\ до 尸2, элементы ремня укорачиваются и отстают от шкива, скользя по его поверхности. На ведомом шкиве натяжение ремня увеличивается от 尸2 До 尸1, элементы ремня удлиняются и опережают шкив.
Возникающее при этом скольжение, называемое упругим, происходит лишь на части дуги обхвата — дуге скольжения ас (рис. 24); в месте набегания на дуге покоя (сцепления) ап ремень движется со шкивом без скольжения [31].
Помимо этого, при передаче усилия на шкивах ремень претерпевает еще деформации сдвига, однако они не вызывают отно- 56 ，
сительного перемещения ремня по шкивам. Для рассмотрения взаимодействия ремня со шкивом угол обхвата можно разделить на следующие участки:
начальную часть дуги сцепления ап — дугу входа а] с радиальным перемещением элементов ремня в результате его сжатия при входе в канавку, сила трения на ремне здесь направлена в радиальной плоскости от центра шкива (рис. 25, б);
вторую часть а； дуги сцепления без какого-либо перемещения ремня по шкиву;
Рис. 25. Схема взаимодействия ремня с ведомым шкивом:
а — положение дуг сцепления ап и скольжения ас； 6 — усилия на элементе ремия на дуге а；; 6 — то же, иа дуге а；
основную часть * дуги скольжения ас с тангенциальным скольжением и непрерывно изменяющимся натяжением ремня;
конечную часть дуги скольжения — дугу выхода 嗟，на которой имеет место тангенциальное скольжение и перемещение ремня от центра шкива.
На дуге входа а； ремень располагается по спирали. Длина ее отрезка больше длины дуги, по которой расположится ремень после полного входа в канавку. Поэтому ремень при входе имеет некоторые тангенциальные перемещения против движения. Как показали исследования Ю. М. Мартыхина [55 ], эти перемещения незначительны и ими можно пренебречь. На дуге скольжения 展 ведущего шкива вследствие уменьшения натяжения ремня можно было бы ожидать перемещения его к периферии шкива, однако из-за заклинивания ремня этого не происходит. На этой же дуге а； ведомого шкива ремень при увеличивающемся натяжении перемещается к центру шкива. Такое поведение ремня на дугах ап и а^ установлено в опытах Р. G. Галаджева [16], М. И. Горелика и полностью подтверждается диаграммой радикальных перемеще-
薦用謂а обоих шкивах (рис. 26), полученной Ю. М. Мара
Таким образом, тяговая способность определяется преимущественно взаимодействием ремня со шкивом на дугах скольжения. При дальнейшем рассмотрении примем дугу скольжения ас как единую, пренебрегая радиальной составляющей силы трения на дуге выхода 啜.Это допущение несколько завышает тяговую способность передачи.
В общем случае на дугах скольжения на каждый элемент ремня действуют натяжения 尸 м 尸 + aF、нормальные силы dF^ со стороны шкива и центробежная сила dQ^. На дуге скольжения ведомого шкива на элементе abed (см. рис. 25, а, в) сила трения fdFn
Рис. 26. Диаграмма радиальных перемещений ремни на дугах обхвата: / — ведущего; 2 — ведомого шкивовРис. 26. Диаграмма радиальных перемещений ремни на дугах обхвата: / — ведущего; 2 — ведомого шкивовнаправлена на рабочей поверхности под углом Р к касательной. Взяв сумму проекции сил на ось уд, получим при наличии z ремней
Рис. 26. Диаграмма радиальных перемещений ремни на дугах обхвата: / — ведущего; 2 — ведомого шкивов
Рис. 26. Диаграмма радиальных перемещений ремни на дугах обхвата: / — ведущего; 2 — ведомого шкивов
[尸+(尸+")]Sin等一
—dQ]Z — 2z dFn sin 子一
——2zf dFn sin p cos -2- 0.
Подставляя сюда выражение для dQi из (37) и пренебрегая бес
конечно малыми второго порядка, имеем
2z (sin 子 + f sinp cos子)2z (sin 子 + f sinp cos子)da =da =2z (sin ~^~+fr cos 号)2z (sin ~^~+fr cos 号)(42)(42)尸一尸u
2z (sin 子 + f sinp cos子)
2z (sin 子 + f sinp cos子)
da =
da =
2z (sin ~^~+fr cos 号)
2z (sin ~^~+fr cos 号)
(42)
(42)
ии% = f cos 卩=f% = f cos 卩=f]Л^ + ^r/cos2 ф/2]Л^ + ^r/cos2 ф/2
и
и
% = f cos 卩=f
% = f cos 卩=f
]Л^ + ^r/cos2 ф/2
]Л^ + ^r/cos2 ф/2
Приращение dF силы натяжения компенсируется тангенциальной составляющей силы трения, т. е.
dF = 2zf dFn cosp = 2* d 尸小(42a)
Здесь ft и /「——частные коэффициенты трения, определяющие
составляющие силы трения, причем
где 0f ——скорость тангенциального скольжения; vr ——скорость радиального перемещения ремня.
Решая совместно выражения (42) и (42а), имеем
~ ц sin -$- + f sin р cos 手
Угол § на ведомом шкиве изменяется от 90° в начале дуги скольжения до величины, близкой к нулю в конце. Для упрощения решения принимаем его постоянным и равным среднему его значению [20].
На дуге скольжения ведущего шкива радиального перемещения нет, поэтому § = 0, /V = 0 м ff = /. Распространяя зависимость (43) на оба шкива, имеем
戸竺员=f'da.(43а)
Здесь 广 一 приведенный коэффициент трения: для ведомого шкива
勿= ,(44)
sin 子 + f sin В cos -$- sin 手 + fr cos 皆
для ведущего шкива
(45)
Интегрируя правую часть уравнения (43а) в пределах дуги скольжения ас, а левую от 尸2 До 尸1, получаем формулу Эйлера
f1 -尸h f2 -尸Пf1 -尸h f2 -尸П(46)(46)
f1 -尸h f2 -尸П
f1 -尸h f2 -尸П
(46)
(46)
где m = e C11 — е С2 2.
В предельном случае без учета тангенциальных деформаций ас — =а. Текущее значение натяжения ремня в сечении, определяемом углом а* от начала дуги скольжения,
(47)
Изменение угла § по дуге скольжения зависит от поперечных деформаций, в свою очередь определяемых изменением растягивающей силы. Решение уравнения (43) с учетом поперечной податливости ремня дано В. Л. Черновым [93]. Однако полученные им зависимости дают результаты, не согласующиеся с опытами. В работе [73 ] дано более приемлемое решение, при котором принято, что ремень, перемещаясь в радиальном направлении, располагается на шкиве по логарифмической или архимедовой спирали. При этом текущее значение угла § определяется зависимостью ctg § = а*.
Площадь рабочей поверхности элемента abed (см. рис. 25, в)
= 4■生旦 da,COS書
где R м R ——радиусы расположения наружной и внутренней поверхностей ремня.
Тогда давление на рабочей поверхности на дуге скольжения ведомого шкива с учетом (42)
(48)(48)(49)(49)dFn _尸-尸ц_尸 —— 尸u
(48)
(48)
(49)
(49)
dS z (凡—&)(tg 子十力)zD2h (tg-J-+/r)
на дуге скольжения ведущего шкива
尸一&
zDW tg 多
В формулы (48) и (49) входит натяжение 尸 в любом сечении ремня. Очевидно, давление на дугах ас изменяется пропорционально натяжению.
На дугах входа обоих шкивов а； имеется только радиальное перемещение (см. рис. 25, 6), поэтому fr = /, и давление в конце дуги входа
Р1 (2)=Р1 (2)=尸1(2)一尸ц吗(2)九(电号"+ ‘)尸1(2)一尸ц吗(2)九(电号"+ ‘)(50)(50)
Р1 (2)=
Р1 (2)=
尸1(2)一尸ц
吗(2)九(电号"+ ‘)
尸1(2)一尸ц
吗(2)九(电号"+ ‘)
(50)
(50)
на второй части ап дуги сцепления скольжения нет, и
Р1 (2)Р1 (2)尸1⑵叫⑵厶tg子尸1⑵叫⑵厶tg子(51)(51)
Р1 (2)
Р1 (2)
尸1⑵
叫⑵厶tg子
尸1⑵
叫⑵厶tg子
(51)
(51)
В этих формулах для ведущего шкива вводится 尸工 и £\, для ведомого & и а.
Коэффициент трения / в клиноременных передачах по данным опытов при работе на чугунных и стальных шкивах и ремнях с оберткой колеблется в пределах 0,34 ... 0,4, при ремнях без обертки 0,5 ... 0,62. Для расчетов можно принимать в первом случае / = 0,35 и во втором / = 0,5.
Во всех предыдущих зависимостях Flt F2» 尸 —— полные силы натяжения с учетом действия центробежных сил.
Окружная сила, передаваемая ремнем, будет
尸£ = & —尸2・(52)
Решая совместно (46) и (52), находим
国 二f，工 + 及；生=3凸 +f『■ (53)
Тяговая способность характеризуется окружной силой 0=^±(f1-几)(53а)
или коэффициентом тяги
尸1+尸2加(
где F； = F* — Fu и Fg = F2 —尸口 一 свободные силы натяжения ветвей, используемые для передачи нагрузки.
Сила, действующая на вал,
Fa = /6 + 心 + 2尸毋2 COS (180 _ a) — (1 - К) & sin 子.(55)
Для установления связи натяжений на холостом ходу и при работе передачи обычно используют уравнение Понселе:
f上+?2 = 2A0力(56)
Пользуясь выражениями (39), (53) и (56), получаем величину предварительного натяжения, обеспечивающего передачу данной окружной силы,
& = % G + 爲)_ KFu =今 ^|~ + (1 — К)&(57)
и из выражений (39), (52) и (56) натяжения ветвей
尸广尸。+ 今+ к& н F2 = F0-4 + Kf«- (58)
Испытания ременных передач на тяговую способность принято вести при одном плавающем вале и автоматическом натяжении ремня грузом. В этом случае К = 1, и из зависимости (57)
,А + 尺 一 2a =-F；+F2 = 2F0.(56a)
Коэффициент тяги для такой передачи
一中=拿".(54a)
Как показали опыты автора [66] и более поздние работы [16, 51, 97] и др., при закрепленных валах сумма натяжений ветвей не остается постоянной, а повышается с увеличением нагрузки передачи. Коэффициент тяги, определяемый по формуле (54а), может достичь значения 1,5 ... 2,0, тогда как по смыслу гр < 1. Следовательно, зависимость Понселе и производные формулы (57), (58) и (56а) при закрепленных валах неточны. Повышение суммы натяжений (尸工 + F2) с увеличением нагрузки создает
резерв нагрузочной способности, а для передачи данной нагрузки
позволяет уменьшить предварительное натяжение против значений, определяемых зависимостью (57).
Зависимость Понселе получена в предположениях: контур ремня имеет теоретическую форму, представленную на рис. 4, длина ремня при нагружении его остается неизменной ——натя- '[жения 尸 1 и 尸2 распространяются
/каждое на половину длины рем-
Рис. 27. Действительный контур ремня при наличии изгибной жесткостиРис. 27. Действительный контур ремня при наличии изгибной жесткостиня, и удлинение ведущей ветви под нагрузкой равно укорочению ведомой.
Рис. 27. Действительный контур ремня при наличии изгибной жесткости
Рис. 27. Действительный контур ремня при наличии изгибной жесткости
В действительности натяжения & н F2 c определенным допущением распространяются только на дуги сцепления, на дугах скольжения деформации растяжения переменны. Вследствие различия длин этих дуг на обоих шкивах и изменения их при нагружении передачи суммарная деформация ремня не остается неизменной. При наличии изгибной жесткости ремня свободные ветви его непрямолинейны, и контур принимает форму, изображенную на рис. 27. По мере нагружения передачи отклонение ведущей ветви от прямолинейной уменьшается, а ведомой ——увеличивается. Все это приводит к увеличению суммы натяжений ветвей с ростом нагрузки. На натяжение ветвей также влияет податливость валов и опор, а в клиноременной передаче ——изме
нение заглубления ремня в канавки шкивов при изменении нагрузки.
Из-за изгибной жесткости ремня точки набегания и сбега ветвей отклоняются от своего теоретического положения (рис. 27) на углы жесткости 0, определяемые [69] по формуле
COS 6 — 1COS 6 — 1(59)
COS 6 — 1
COS 6 — 1
С достаточной точностью углы жесткости (рад) можно определить по приближенной формуле
8 二 |/孚(备-力卜 (59a)
Из зависимостей (59) или (59а) могут быть найдены углы жесткости 60 в покое при натяжении Fo, а также при работе 0П, 012 на ведущем и 031, 033 ——на ведовом шкивах для ведущей и ведомой ветвей при натяжениях 储 и
При входе ремня в канавку шкива его элемент (см. рис. 25, 6) сжимается силой
此=dFn cos 子—frdFn sin 要.(60)
Поперечное сжатие на угле входа 喝 будет
EQhRda .
Радиальное перемещение на угле входа
AR —2"/ср
'2 tg 子 2£c^datg-|-
Подставляя сюда выражение для dF'x и используя выражение (42) с учетом, что на этой дуге fr = /, получаем радиальное перемещение на всей дуге входа
AR ⑵=e⑵丁了 一- = 4 勺)* , (62)
здесь 〃с — приведенная податливость ремня, причем
4&/?z tg 击 tg (号 +p)
Угол входа согласно [53 ] определяется зависимостью
/京，(63)
/4
где s = y4RAR (2R + A/?).
Углы выхода из канавок a；i(2) устанавливаются аналогично, причем для обоих шкивов при определении AR по формуле (62) следует подставлять натяжение ведущей ветви ^, так как оно определяет заглубление ремня в канавки обоих шкивов.
В результате изгибной жесткости и поперечной податливости ремней теоретический угол обхвата ат, определяемый по формуле (10), изменяется (рис. 27) до &
а = % — £б + а； + а： = 180 干 2丫 一 £Н + 圆 +(64)
63
При переходе от холостого хода к работе под нагрузкой углы жесткости у ведущей ветви уменьшаются, у ведомой — увеличиваются, углы входа и выхода увеличиваются, углы обхвата при этом уменьшаются на
Асе = 61 -]- 62 — 26о + 2(%п. со — оСп — %，(65)
где 6о, осп. со — углы жесткости, входа и выхода на холостом ходу. Практического значения величины Аа, т. е. уменьшения углов обхвата, приобретают при коэффициентах тяги 屮 > 0,75, когда значительное падение натяжения ведомой ветви F3 существенно увеличивает углы жесткости у этой ветви.
Влияние нагрузки на сумму натяжений ветвей с учетом различий деформаций на дугах скольжения и сцепления было установлено Е. М. Гутьяром [26], но оно оказалось существенно меньшим, чем наблюдается в опытах.
Из рассмотрения потенциальной энергии отдельных частей действительного контура ремня в работе [69] установлено, что из-за наличия изгибной жесткости ремня с увеличением нагрузки силы натяжения ветвей против значений, определяемых зависимостью Понселе (56), увеличиваются на
здесь F； = /% + 0,5储 + А尸 и 尸；=及一0,5匕十△尸.Уравнение (66) решается методом итераций.
В клиноременной передаче с ростом нагрузки ремень вклинивается в канавки глубже, переходит на меньшие диаметры шкивов, и в результате этого натяжение ремня уменьшается. При малых нагрузках это снижение натяжения может превалировать над повышением натяжения от изгибной жесткости, что ясно видно из опытных кривых, представленных на рис. 28, а. При больших коэффициентах тяги влияние изгибной жесткости проявляется сильнее, и сумма натяжений ветвей растет с увеличением нагрузки.
В вариаторах с подпружиненным шкивом это влияние изгибной жесткости будет ослаблено, так как с увеличением суммы натяжений ветвей повышается осевое усилие на этом шкиве, пружина деформируется и ремень смещается на меньший радиус. Изменение натяжений ветвей под нагрузкой с учетом влияния изгибной жесткости, поперечной податливости ремня и деформации пружины [5 ] определяется зависимостью
д pz 一 A尸-0,5尸f [々上a1一•左2 (a2 - ad J /6*7、
月出+月融+ - +"——X一~^
R 4Cn tg(-|-+p) tg-f
Здесь А户 находится по формуле (66), коэффициенты 网 и 履 нз выражения
k\ (2)=k\ (2)=2 tg 曰124当(2)A tg 子2 tg 曰124当(2)A tg 子
k\ (2)=
k\ (2)=
2 tg 曰124当(2)A tg 子
2 tg 曰124当(2)A tg 子
Для клиноременных передач с i = const и вариаторов без пружины в знаменателе формулы (67) последний член отбрасывается, так как
Рис. 28. Характеристики передачи:Рис. 28. Характеристики передачи:а — изменение суммы натяжений ветвей при закрепленных валах； 6 — изменение межосевого расстояния при плавающем вале и 尸】十尸纟= =const: / — a0 = 4,8 кгс/см2； 2 —о。= 9,2 кгс/см2; 3 — а0= 13,5 кгс/см2а — изменение суммы натяжений ветвей при закрепленных валах； 6 — изменение межосевого расстояния при плавающем вале и 尸】十尸纟= =const: / — a0 = 4,8 кгс/см2； 2 —о。= 9,2 кгс/см2; 3 — а0= 13,5 кгс/см2
Рис. 28. Характеристики передачи:
Рис. 28. Характеристики передачи:
а — изменение суммы натяжений ветвей при закрепленных валах； 6 — изменение межосевого расстояния при плавающем вале и 尸】十尸纟= =const: / — a0 = 4,8 кгс/см2； 2 —о。= 9,2 кгс/см2; 3 — а0= 13,5 кгс/см2
а — изменение суммы натяжений ветвей при закрепленных валах； 6 — изменение межосевого расстояния при плавающем вале и 尸】十尸纟= =const: / — a0 = 4,8 кгс/см2； 2 —о。= 9,2 кгс/см2; 3 — а0= 13,5 кгс/см2
Сп = оо： В передачах с плавающим валом 尸工 + 尸2 = 2РХОЛ = =const, и влияние изгибной жесткости и заглубления ремня в канавке проявляются в виде изменения межосевого расстояния. С увеличением нагрузки оно вначале увеличивается, а затем сокращается (рис. 28, б). Как видно из рис. 28, с уменьшением предварительного натяжения Fo указанные явления проявляются сильнее и при а = const предельный коэффициент тяги возрастает больше.
6565М. Т. Уразбаевым [90] и А. В. Андреевым [1 ] отмечено, что передача касательной силы в ременной передаче должна сопровождаться деформациями сдвигу ремня. Р. В. Вирабов [9 ] показал, что на дуге сцепления (покоя) происходит постепенное увели-
65
65
3 Б. А. Пронин и Др.
чение наклона сечения плоского ремня — деплйнация сечения (рис. 29). Элементы ремня, прилегающие к шкиву, на этой дуге движутся со шкивом без скольжения до тех пор, пока касательная сила не превысит силу трения покоя или пока деформация сдвига не достигнет определенной величины. В. К. Мартыновым [51 ] показано, что и в клиноременной передаче также происходит депланация сечений, характер которой представлен на рис. 30. На дугах сцепления ссп депланация сечения нарастает. На дуге скольжения ас1 ведущего шкива по мере уменьшения натяжения ремня она уменьшается, а на той же дуге ас3 ведомого шкива, наоборот, нарастает и снимается в момент сбега ремня.
ааДуги сцепления не являются пассивными ——часть окружной силы передается на этих дугах, и тем больше, чем больше их протяженность [9], [51 ]. Этим объясняется то, что с увеличением диаметра шкива роль дуги сцепления увеличивается, а дуги скольжения уменьшается, что повышает тяговую способность.
а
а
Рис. 29. Депланация сечений плоского ремня на ведущем шкиве [9]Рис. 29. Депланация сечений плоского ремня на ведущем шкиве [9]Согласно [51 ] с учетом тангенциальных деформаций уравнение Эйлера должно быть заменено зависимостями:
Рис. 29. Депланация сечений плоского ремня на ведущем шкиве [9]
Рис. 29. Депланация сечений плоского ремня на ведущем шкиве [9]
В этих зависимостях второе слагаемое в квадратных скобках характеризует долю окружной силы, передаваемой на дугах сцепления.
Использовать зависимости (68) и (69) для практических расчетов передач пока затруднительно, однако основные положения теории с учетом деформаций сдвига хорошо объясняют ряд явлений, наблюдаемых при работе ременной передачи.
Из формул (44) и (45) видно, что приведенный коэффициент трения на ведомом шкиве существенно меньше, чем на ведущем. Кроме того, из выражений (68) и (69) следует, что доля окружной силы, передаваемой на дуге сцепления, у ведомого шкива меньше.
Оба эти обстоятельства приводят к тому, что угол скольжения на ведомом шкиве оказывается больше и при передаточном отношении I -> 1, когда at = а3 тяговая способность лимитируется сцеплением ремня с ведомым шкивом, а не с ведущим. Многочисленные опыты показывают, что буксование имеет место в этом случае именно на ведомом шкиве.
При расчете это обстоятельство приближенно следует учитывать, вводя разные приведенные коэффициенты трения /J и /2 для того и другого шкива.
ОСЕВЫЕ СИЛЫ НА ШКИВАХ
В клиноременных вариаторах необходимое натяжение ветвей ремня создается осевым воздействием пружин, кулачков или нажимных устройств центробежного типа, гидравлических, пневматических.
Поэтому для обеспечения работоспособности вариатора и его расчета необходимо определить осевые силы. Особенно важно это для систем с автоматическим регулированием, использующих связь осевой силы со скоростным и силовым режимом работы вариатора.
Очевидно, что осевую силу следует находить по участкам дуги обхвата а；, а„ и ас в соответствии с особенностями взаимодействия ремня и шкива на каждом участке [66].
Осевая сила, действующая на элемент abed ремня на дуге скольжения ведомого шкива, будет (см. рис. 25, в)
dFx = dFn ^cos -|——/ sinp sin 子).
Учитывая выражение (42а), при числе ремней n имеем
d% = (cos 学 Т Sinb sin -f).
Принимая угол р постоянным и равным средней величине и интегрируя в пределах дуги скольжения ас2, получаем
I COS ，хс2 一 1 I COS ，хс2 一 1 2z〃2z〃dF =dF =尸上一尸2尸上一尸22咕2咕（cos子一力Sin史（cos子一力Sin史
I COS ，хс2 一 1
I COS ，хс2 一 1
2z〃
2z〃
dF =
dF =
尸上一尸2
尸上一尸2
2咕
2咕
（cos子一力Sin史
（cos子一力Sin史
ИЛИ
薪（cos号一力sin芸）.
Решение с учетом переменности угла 卩 дано в работе [73]. Для дуги скольжения ведущего шкива при отсутствии радиального скольжения 力=0 н 力=力 тогда
Acl =备 C0S -f-•
На элемент ремня efgh (см. рис. 25, 6), находящийся на части дуги сцепления а工 действует осевая сила
此=dFncos-^ — f dFn sin 族=(cos 子—f sin ^ dFn.
Из суммы проекций сил на радиальное направление имеем
2F sin~ ——dQiZ — 2zdFn sin -^——2z/ dFn cos 号=0.
Решая совместно последние уравнения, получим 工 一—~г- (cos=
da.da.
da.
da.
Интегрируя в пределах дуги а；, имеем
/ =…才、2z tg (矍+ р)
аналогично для осевой силы 尸空口 на второй части дуги сцепления 矶 при отсутствии радиального скольжения
Е尸一尸u „
2ztg 号
В оба последних выражения для ведущего шкива надо вводить 尸и для ведомого —
Полная осевая сила на ведущем шкивеПолная осевая сила на ведущем шкиве(70)(70)A2 =啕厂(cos子一力Sin姜)+A2 =啕厂(cos子一力Sin姜)+и на ведомом
Полная осевая сила на ведущем шкиве
Полная осевая сила на ведущем шкиве
(70)
(70)
A2 =啕厂(cos子一力Sin姜)+
A2 =啕厂(cos子一力Sin姜)+
I &—% an2 I ап2 /7 1、
Углы входа а； определяют для каждого шкива по (63); вторая часть дуги сцепления а； = 口口 一嗝.Угол скольжения ас ~ =In tn/fr и полный угол сцепления ап = а ——ас. Приведенный коэффициент трения подсчитывают для ведущего шкива по формуле (45) и для ведомого ——по формуле (44). Величина 团 может быть найдена по соотношению натяжений ветвей или по коэффициенту Tяги 屮：
% 二务cos Т + Тг^% 二务cos Т + Тг^tg(子+ р)tg(子+ р)(70а)(70а)С достаточной точностью можно принять, что радиальные перемещения имеются по всей дуге сцепления, т. е. а^ = 0 и а[ = ап； тогда
% 二务cos Т + Тг^
% 二务cos Т + Тг^
tg(子+ р)
tg(子+ р)
(70а)
(70а)
И
% П备回子一四崂）+%”％（享+,•（71a）
Так как модуль упругости ремня при растяжении больше чем на порядок выше модуля упругости при сжатии, то скорость тангенциального скольжения значительно больше радиальной скорости. Поэтому в первом приближении в формуле (71а) можно принять 力=0 н 九=九 При этом условии и коэффициенте трения f * 0,35 формулы (70а) и (71а) при рабочих режимах 口о 屮 ^ ~ 0,7 дают результаты, близкие к имеющимся экспериментальным данным, приведенным в работах [49, 64, 104 ]. Следует иметь в виду, что при сложности взаимодействия ремня и шкива и необходимости принятия ряда допущений теоретические значения осевых сил могут отличаться от действительных в пределах до 20%.
Поэтому в ответственных случаях их необходимо проверять экспериментально.
Из анализа формул (70а) и (71а) следует, что осевая сила на ведущем шкиве больше, чем на ведомом. На обоих шкивах эти силы в вариаторах изменяются в зависимости как от силового режима (изменяются FM 尸工，F2» °^ и ап), так и от скоростного (изменяются а, ап). В предельном случае (при буксовании) ап = =0, н второй член в этих формулах пропадает; осевые силы тогда
2zf；tg(y + pr)
В другом предельном случае (при холостом ходе) Ft = 0, % ~ 0, ссп = ос, F* = F% =尸°.
Для ориентировочных расчетов необходимую осевую силу на- жатия можно определить по минимальной силе с учетом необходимого запаса сцепления, т. е.
尸х =翳 cos 手， (72)
Коэффициент запаса сцепления 卩 можно принять равным 1,7 ... 2,2 для ведущего шкива и 1,2 ... 1,4 для ведомого.
Во многих источниках для определения осевых сил на обоих шкивах приводятся зависимости, являющиеся трансформацией формулы (а) [104]. Как указано выше, эта формула действительна лишь для момента буксования, для нормальной работы она дает неверный, а для холостой работы абсурдный результат.
В других работах осевые силы определяются в зависимости от силы предварительного натяжения Fo без учета нагрузки. Соответствующие формулы получаются из зависимостей (70а) и (71а) как частный случай при 尸修=0 н ап = а, т. е. как для холостого хода. Очевидно, что оба метода определения осевых сил не учитывают действительного взаимодействия ремня с ведущим и ведомым шкивами на различных участках дуг обхвата и не могут быть распространены на область нормальной работы вариатора. В работе [100] дана другая зависимость для определения осевых сил на обоих шкивах, однако она основана на искусственной схеме —— наличии на дугах обхвата так называемой ортогональной точки ——точки, в которой нормаль к ремню направлена по радиусу, и не учитывает действительной картины поведения ремня на шкивах.
Для расчета осевых сил и анализа изменения их в зависимости от нагрузки и скоростного режима удобнее, эти силы выразить 70
через окружную силу 户厂 С использованием формул (53) и (44) зависимости (70а) и (71а) приобретают вид
(706)(706)巳1 =八=;
(706)
(706)
尸Х2 = К，・(716)
Здесь 匕 и % относительные осевые силы:
(73)
『而小"+』2吆(冥了 "4)
На рис. 31 и 32 даны кривые Уг и У2 в зависимости от коэффициента тяги при углах канавки 屮=26 н 28°,出=150 …210°, / = 0,35 и /г = 0. Диаграммы действительны для вариаторов любых размеров. Каждая кривая диаграммы выражает закон изменения осевых сил FX1 и Fz2 в зависимости от нагрузки на скоростном режиме, соответствующем углу ®
При практических расчетах следует учитывать, что работа клиноременной передачи должна осуществляться при коэффициенте тяги 屮=0,6 ... 0,75.
На этих рисунках даны также кривые коэффициента 0, определяющего соотношение осевых сил,
и для aj = 150° — обратная величина 1/6.
Как видно из этих диаграмм, каждой нагрузке и каждому передаточному отношению соответствует определенное значение 0. Следовательно, если задавать величины сил FX1 и 尸尤2, то при каждой нагрузке установится вполне определенное передаточное
коэффициент 9коэффициент 9Рис. 32. Относительные осевые силы Ух и У2 и при ф = 28°Рис. 32. Относительные осевые силы Ух и У2 и при ф = 28°
коэффициент 9
коэффициент 9
Рис. 32. Относительные осевые силы Ух и У2 и при ф = 28°
Рис. 32. Относительные осевые силы Ух и У2 и при ф = 28°
отношение. Это обстоятельство используют при применении автоматического регулирования скоростного режима в зависимости от нагрузки.
В вариаторах с одним подпружиненным шкивом осевая сила на нем при данном скоростном режиме без учета упругости ремня постоянна и не зависит от нагрузки. Осевая сила на другом шкиве при этом изменяется: на ведущем шкиве при подпружиненном ведомом#— по кривым 6 и на ведомом при подпружиненном ведущем —^по кривым 1/6.
На рис. 33 даны при том же значении，коэффициенты Yx и % в зависимости^от угла обхвата aj при 屮=0,6 и 0,7. Из диаграмм следует, что коэффициент %, а следовательно, и сила 尸入2 на всем диапазоне скоростных режимов (от amin до агаах) и данном 屮 колеблются незначительно; сила FX1 изменяется в более широких 72
пределах. Уменьшение угла канавки ф от 30 до 22° мало влияет на У2 и 尸х2 и несколько увеличивает Fi и 尸网.
Влияние изгибной жесткости и поперечной податливости проявляется и на величине осевых сил. Увеличение натяжений ветвей на величину AF, определяемую по формуле (67), вызовет повышение осевой силы
2tg2tgРис. 33. Относительные осевые силы ^ и У2 в за- висимости от угла обхватаРис. 33. Относительные осевые силы ^ и У2 в за- висимости от угла обхвата
2tg
2tg
Рис. 33. Относительные осевые силы ^ и У2 в за- висимости от угла обхвата
Рис. 33. Относительные осевые силы ^ и У2 в за- висимости от угла обхвата
Наибольший прирост AF尤 будет при степенях тяги, близких к предельным.
Все предыдущее рассмотрение проведено для стационарного скоростного режима. Исследования Ю. М. Мартыхина [55] показали, что при переходных режимах в процессе регулирования скорости взаимодействие ремня со шкивами то же, что и при установившейся скорости. Различие проявляется лишь в том, что при сближении дисков шкива угол скольжения уменьшается и тяговая способность данного шкива увеличивается; при раз- движении дисков происходит обратная картина. Кроме того, в процессе перемещения дисков дополнительно возникают сила трения Тщ на шпонке или шлицах за счет передаваемого момента н сила трения Тв на валу в результате действия защемляющего
момента от несимметричности приложения осевой силы Fx и от натяжений ветвей ремня ——силы Fa, определяемой по формуле （55）. При нагружении подвижного диска по схеме рис. 34 реакции на кромках ступицы
% = Ja +：,5&& h а一尺一0,5&,
где а и & ——координаты центра приложения равнодействующей элементарных сил на рабочей поверхности.
Общая сила трения при перемещении диска
7 =%+北=（需+凡+耳）*（75）
Рис. 34. Схема усилий, действующих на подвижной дискРис. 34. Схема усилий, действующих на подвижной дискЗдесь dB и I — диаметр посадочной поверхности и длина ступицы; /в 一 коэффициент трения ступицы по валу и шпонке.
Рис. 34. Схема усилий, действующих на подвижной диск
Рис. 34. Схема усилий, действующих на подвижной диск
Приближенно можно принять, что си- лы Fx и Fa приложены в центре тяжести дуги обхвата. Более точное решение дано в работе [45L
Сила трения Т при сближении дисков суммируется с осевой силой со стороны ремня на диск, при раздвижении дисков — вычитается из нее. При воздействии на данный шкив пружины в первом случае за счет силы трения осевое нажатие на ремень уменьшается, во втором — увеличивается.
СКОЛЬЖЕНИЕ И ПОТЕРИ СКОРОСТИ
Как показано в разделе 4.1, в результате продольных деформаций ремня при обегании им дуг скольжения возникает упругое скольжение ремня по шкивам.
Согласно теории Н. П. Петрова при скорости ведущего шкива 仃工 （на окружности, соответствующей нейтральной линии ремня） скорость ремня уменьшается от s на дуге покоя до и2 в точке сбега. Скорость возникающего скольжения изменяется от нуля до величины иск == и】 —— и? в конечной точке дуги обхвата. Из условия постоянства массы ремня, пробегающей в единицу времени через данное сечение [66 ],
8i — %
=— О? = 01 1 + 厶,
где ej и е2 ——относительные деформации ведущей и ведомой ветвей.
Такая же скорость скольжения будет в точке сбега ремня с ведомого шкива. С достаточной точностью
%k = Ui（ёi-ё2）=急（尸 1一g）=费=晉；
относительное скольжение на каждом шкиве
зеpзеp(76)(76)
зеp
зеp
(76)
(76)
Здесь k = -^удельная окружная сила или полезное напря
жение в ремне.
Величина ^ск представляет собой относительную потерю скорости на упругое скольжение в результате продольных деформаций ремня.
Помимо потери скорости и части передаваемой мощности, это
скольжение вызывает износ ремня и его электризацию. Деформация сдвига ремня и воз
(77)(77)Л （尸1 -尸2加）Л （尸1 -尸2加）никающая вследствие этого депланация сечений (см. рис. 29 и 30) обусловливают вторую составляющую потери скорости 三& д・ Вследствие этих деформаций на дугах сцепления скорость ремня в среднем по ширине сечения отлична от скорости шкива по нейтральной линии ремня: она меньше скорости ведущего шкива и больше скорости ведомого шкива. Согласно [51 ] эта потеря скорости
(77)
(77)
Л （尸1 -尸2加）
Л （尸1 -尸2加）
Общая потеря скорости в результате упругих деформаций растяжения и сдвига элементов ремня & = Еск + 三匕内
В отличие от относительного скольжения ^ск величина потери скорости ^с, д растет не пропорционально нагрузке. При малых и средних коэффициентах тяги ^с. д мала и зависимость ^с от нагрузки почти линейна (рис. 35). С приближением же нагрузки к предельной 気.口 и 氤 быстро растут. Следует иметь в виду, что на всем протяжении кривой скольжения, т. е. при изменении коэффициента тяги от 0 до 屮мх, характер взаимодействия ремня со шкивом один и тот же. Приводимое ранее утверждение, что в конце прямолинейного участка кривой скольжения угол скольжения распространяется на весь угол обхвата и что при дальнейшем росте нагрузки начинается буксование, ошибочно.
Явления, обусловливающие потерю скорости от упругих де、 формаций ремня, одинаковы как для плоско-, так и для клиноременной передачи. В последней имеет место еще и кажущееся скольжение — изменение передаточного числа вследствие отклонений в расположении корда в ремне, отклонений в размерах ремня и канавки шкива и прЬсадки ремня при его поперечном сжатии в канавке. Как отмечено в разделе 1.2, кажущееся сколь-
9. Характер кажущегося скольжения
Изменение радиуса ведущего шкива
Изменение радиуса ведомого шкива
+ARz
+ А%
При< »т：皂 < %； «Д > "т；
Ekq — отрицательно
Д < 2t；几口〉几T； Ен。— отрицательно
При，『> »t：G〉片；孔口 < 孔T； ^ко ——положительно
|ко — положительно
при -^- < 工戸口>行；
Пд < Пт； Ekq — положительно
При AR】〉%т：① < 玩；
Пд > 孔т；
&о — отрицательно
Примечание. Величины с индексом д — действительные, с индексом Т — теоретические.
жение не является потерей мощности, оно характеризует лишь изменение расчетных диаметров шкивов.
Две первые причины, а также просадка ремня от предварительного натяжения проявляются независимо от нагрузки передачи, и они дают одинаковую величину кажущегося скольжения Еко как при нагрузке, так и на холостом ходу. Учитывая это, в испытаниях передач скольжение ^к0 можно легко выделить, экстраполируя кривую скольжения до оси ординат. Она может быть также найдена из зависимости
t 一 @w2 -e26)j。— (Si)'
Здесь "工 и 三2 ——экспериментально найденные потери скорости при коэффициентах тяги 屮и 屮2, лежащих в пределах кривой скольжения, близких к прямой, причем г|)2〉屮广 В зависимости от комбинации отклонений расчетных радиусов, как видно из табл. 9, кажущееся скольжение ^к0 на холостом ходу может быть как положительное, так и отрицательное, когда действительная
частота вращения ведомой системы больше теоретической. В вариаторах кажущееся скольжение ^к0 может быть компенсировано начальным смещением дисков.
При нагружении передачи ремень на дуге сцепления ведущего шкива вклинивается в канавку глубже, а на ведомом шкиве меньше согласно формуле (62) на
. (78)
Передаточное отношение при этом увеличивается, частота вращения ведомой системы уменьшается, и тем больше, чем больше нагрузка передачи. Относительная потеря скорости — кажущееся скольжение 気，обусловленная этим явлением, на основании зависимости (7)
当х十a(79)
Значение Д/?1Х берется со своим знаком (минус). Кажущееся скольжение 気 суммируется с потерями 氤 скорости от упругих деформаций, и в испытаниях чаще всего фиксируется их общая величина. Поэтому экспериментальная величина потери скорости 三 не определяет соответствующей потери мощности. Применяемые на практике различные методы определения потери скорости могут фиксировать или общую величину Е, или ее составляющие: 氤 или Еск・ Кривые скольжения при этом будут различны, а результаты опытов не сопоставимы [74 ].
Кажущееся скольжение 気 тем больше, чем меньше диаметры шкивов, больше ширина ремня и меньше его поперечная жесткость. При широких ремнях в вариаторах величина 気 может составлять основную часть общей потери скорости. Так, при ремне 50 X 22 мм с £р = 4500 кгс/см2, Ес = 240 кгс/см2, / = 0,5 в вариаторе со шкивами & = R2 H 100 мм, ф = 28°, работающем при F。= 77 кгс и 屮= 0,8, потери составляли ^с = 0,36% и 気= =1,50%.
В вариаторах с подпружиненным шкивом вследствие повышенной податливости в осевом направлении кажущееся скольжение и общая потеря скорости существенно растут, что снижает жесткость кинематической характеристики (см. с. 82).
ТЯГОВАЯ СПОСОБНОСТЬ
Тяговая способность является основным критерием работоспособности ременной передачи. Она характеризуется окружной силой 尸f или полезным напряжением 也 которые передаются при данных условиях работы. Обычно тяговую способность характеризуют кривой скольжения ——экспериментальной зависимостью потери скорости 三 от относительной нагрузки —— коэффициента тяги 屮(рис. 35). Эти кривые совместно с кривыми КПД (п) дают
10. Характ^жстнкн испытанных широких ремней
№
Размеры сечения (6рХ А), мм
Корд
Особенности конструкции
КГС^М®
1
50X22
Анидная ткань (КТА)
С нарезанным зубом, с оберткой
1800
2
50X22
Лавсановый шнур (KW)
Металлотрос (МТ)
То же
6500
3
50X22
8500
4
50X22
Ткань (КТ)
С формованным зубом с оберткой
2100
5
50X21
Шнур (КШ)
То же без обертки
4500
6
80X25
Капроновая ткань (КТ К)
С нарезанным зубом с оберткой
—
хорошее представление о работе передачи и позволяют устанавливать нормы нагрузки передач. При этом за исходную часто брали точку, соответствующую концу прямолинейного участка кривой скольжения. Из сказанного в разделе 4.3 о взаимодействии ремня со шкивом следует, что такой подход не правомерен, так как прямолинейного участка на кривой скольжения и не может быть.
Правильнее нормы нагрузки устанавливать по предельному коэффициенту тяги ipmax с определенным коэффициентом запаса сцепления, назначаемым в зависимости от возможных нормальных перегрузок передачи.
Как видно из формул (52) и (53а), тяговая способность зависит от фрикционных свойств рабочих поверхностей ремня и шкива, натяжения ремня, его скорости, угла обхвата, который в свою очередь зависит от передаточного отношения и относительной величины межосевого расстояния. В неявном виде на тяговую способность влияет также диаметр шкива. При рассмотрении кривых скольжения следует иметь в виду, что для клиноременной передачи фиксируется полная потеря скорости £ включая и кажущееся скольжение ^к, не являющееся по существу потерей энергии. Вид кривой скольжения при этом будет также зависеть от продольной и поперечной жесткости ремня и его относительной ширины V.
Влияние отдельных факторов на тяговую способность рассмотрим на примере испытаний ремней сечением 50 х 22 мм различных конструкций и ремня 80 X 25 мм, характеристики которых приведены в табл. 10. Ремни 1 ... 4 и 6 — опытные, ремень 5 ——серийный импортный.
На рис. 36 даны кривые скольжения ремней / ... 3 с разли - ным кордом, испытанных при i=l,"= 11 и % =10 кгс/см2, а также ремней 2 и 5 при о。= 7 кгс/см2. Как видно, кордшну- ровой ремень 2 по сравнению с кордшнуровым ремнем / обладал лучшей тяговой способностью — потеря скорости у него ниже, 78
КПД выше. Потеря скорости, оказывается, не обратно пропорциональна модулю упругости Ер. Так, у ремня 3 с металлотро- сом при более высоком £р потеря скорости выше, а у ремня 5 при меньшем £р> наоборот, ниже, чем у ремня 2 (при одном и том же о。). Это объясняется различием в поперечной жесткости ——пониженной у ремня 3 и повышенной у ремня 5, что изменяло величину кажущегося скольжения 気.
Рис. 36. Кривые скольжения и КПД ремней сечением 50X22 мм различных конструкций
Предельные коэффициенты тяги при ® = 9 и 11, о。= 7 и 10 кгс/см2 были: для кордтканевых ремней / и 4 ——%ах = 匚 0,82 ... 0,88, для кордшнурового ремня 2 и с металлотросом 3 屮max = 0,89 ... 0,91, для ремня 5 —屮^х = 0,93 ... 0,95. Повышенное значение 屮щах для последнего ремня объясняется более высоким коэффициентом трения из-за отсутствия обертки.
Из кривых скольжения, приведенных на рис. 37, для трех ремней, различающихся только шириной v (行 = 9, о。= 12 кгс/см2), следует, что с увеличением последней потеря скорости значительно возрастает и, следовательно, жесткость кинематической характеристики падает. Это указывает на необходимость повышения поперечной жесткости с увеличением ширины вариаторных ремней.
Влияние предварительного натяжения и диаметра шкива на тяговую способность вариаторов проявляется так же, как и в обычных клиноременных передачах. Увеличение напряжения а0 от предварительного натяжения повышает передаваемую нагрузку. Падение скорости 三 при этом повышается, но не пропорционально к。, а несколько меньше, что определяется характером изменения кажущегося скольжения.
С увеличением диаметров шкивов протяженность дуги сцепления увеличивается и ее доля^в передаче нагрузки повышается. В результате дуга скольжения сокращается и тяговая способность
сечением:сечением:1 — 14 X 10,5 мм; 2 — 50x22 мм; 3 — 80x25 мм1 — 14 X 10,5 мм; 2 — 50x22 мм; 3 — 80x25 ммКак отмечено в разделе 4.1, при i — 1 тяговая способность лимитируется ведомым шкивом. В испытании ремня 4 при 8 = 9,5 и <г0 = 7,5 кгс/см2 тяговая способность передачи при i = 1,8Как отмечено в разделе 4.1, при i — 1 тяговая способность лимитируется ведомым шкивом. В испытании ремня 4 при 8 = 9,5 и <г0 = 7,5 кгс/см2 тяговая способность передачи при i = 1,8Рис. 38. Кривые скольжения и КПД ремня 5 при различных ^относительных диаметрах шкивовРис. 38. Кривые скольжения и КПД ремня 5 при различных ^относительных диаметрах шкивовэтого тяговая способность вариаторов в области замедления оказывается выше, чем при работе на ускорение. В вариаторах с одним регулируемым шкивом целесообразно поэтому назначать /тШ > 1, а при двух регулируемых шкивах применять не сим-этого тяговая способность вариаторов в области замедления оказывается выше, чем при работе на ускорение. В вариаторах с одним регулируемым шкивом целесообразно поэтому назначать /тШ > 1, а при двух регулируемых шкивах применять не сим-отношенииотношенииРис. 40. Кривая скольжения и КПД ремня 5 в передаче с закрепленными валами при 8 = 11,5, % = 7,3 кгс/см2:У — по формуле (54а); 2 — по формуле (54)Рис. 40. Кривая скольжения и КПД ремня 5 в передаче с закрепленными валами при 8 = 11,5, % = 7,3 кгс/см2:У — по формуле (54а); 2 — по формуле (54)
сечением:
сечением:
1 — 14 X 10,5 мм; 2 — 50x22 мм; 3 — 80x25 мм
1 — 14 X 10,5 мм; 2 — 50x22 мм; 3 — 80x25 мм
Как отмечено в разделе 4.1, при i — 1 тяговая способность лимитируется ведомым шкивом. В испытании ремня 4 при 8 = 9,5 и <г0 = 7,5 кгс/см2 тяговая способность передачи при i = 1,8
Как отмечено в разделе 4.1, при i — 1 тяговая способность лимитируется ведомым шкивом. В испытании ремня 4 при 8 = 9,5 и <г0 = 7,5 кгс/см2 тяговая способность передачи при i = 1,8
Рис. 38. Кривые скольжения и КПД ремня 5 при различных ^относительных диаметрах шкивов
Рис. 38. Кривые скольжения и КПД ремня 5 при различных ^относительных диаметрах шкивов
этого тяговая способность вариаторов в области замедления оказывается выше, чем при работе на ускорение. В вариаторах с одним регулируемым шкивом целесообразно поэтому назначать /тШ > 1, а при двух регулируемых шкивах применять не сим-
этого тяговая способность вариаторов в области замедления оказывается выше, чем при работе на ускорение. В вариаторах с одним регулируемым шкивом целесообразно поэтому назначать /тШ > 1, а при двух регулируемых шкивах применять не сим-
отношении
отношении
Рис. 40. Кривая скольжения и КПД ремня 5 в передаче с закрепленными валами при 8 = 11,5, % = 7,3 кгс/см2:
У — по формуле (54а); 2 — по формуле (54)
Рис. 40. Кривая скольжения и КПД ремня 5 в передаче с закрепленными валами при 8 = 11,5, % = 7,3 кгс/см2:
У — по формуле (54а); 2 — по формуле (54)
оказалась выше, чем при i = 1 (рис, 39), несмотря на то, что угол обхвата на ведущем шкиве был меньше (16Г вместо 180°). Особенно существенно то, что с уменьшением передаточного отношения падает предельный коэффициент тяги 屮旧・ В результате
передачи с закрепленными валами. В таких передачах по причинам, указанным в разделе 4.1, сумма натяжений ветвей растет по мере нагружения передачи, что существенно повышает тяговую способность. Коэффициент тяги 屮，отнесенный к предварительному натяжению согласно формуле (54а), может достигать 1,8 ... 2,0 (рис. 40), тогда как <1ри отнесении А к сумме FI + 居 по (54)屮 V L
80
81
В вариаторах с подпружиненными шкивами зависимости потери скорости от нагрузки оказываются более сложными. На рис. 41 даны кривые скольжения вариаторного ремня 28 X X 13,5 мм с нарезанным зубом, испытанным: 1 — в передаче с плавающим валом и 2Fq = const; 2 ——с закрепленными валами и а = const; 3 — при подпружиненном ведомом шкиве и 4 — при таком же ведущем шкиве. Как видно, наличие изгибной жесткости здесь также повышает тяговую способность (屮〉1), но в меньшей степени, чем в передачах с а — const и жесткими шкивами. Отли
чается кривая скольжения при подпружиненном ведомом шкиве. Анализ зависимости для осевого усилия Fx2 показывает, что при
коэффициентах тяги 屮 до 0,5 величина 尸九？ с ростом нагрузки
12122“2“00,2 G4 0^60,8 弘 屮二拿00,2 G4 0^60,8 弘 屮二拿Рис. 41. Кривые скольжения широкого ремня 28X 13,5 ммРис. 41. Кривые скольжения широкого ремня 28X 13,5 ммнесколько снижается. Пружина при этом выжимает ремень на больший диаметр, кажущееся скольжение растет, и общая потеря скорости, как видно из рис. 40, оказывается повышенной. При больших коэффициентах тяги Fa2 увеличивается. Вместе с
12
12
2“
2“
00,2 G4 0^60,8 弘 屮二拿
00,2 G4 0^60,8 弘 屮二拿
Рис. 41. Кривые скольжения широкого ремня 28X 13,5 мм
Рис. 41. Кривые скольжения широкого ремня 28X 13,5 мм
превалиро- изгибнойпревалиро- изгибнойэтим начинает
превалиро- изгибной
превалиро- изгибной
вать влияние
жесткости, что приводит к снижению роста потерь скорости.
При ведущем подпру
жиненном шкиве осевое усилие 尸犬 1 с ростом нагрузки монотонно возрастает, пружина сжимается и ремень заглубляется в канавку больше. Это приводит к росту кажущегося скольжения. В результате при 屮 >0,65 потеря скорости в этом случае оказывается наибольшей.
Таким образом, в вариаторе с подпружиненными шкивами при 屮=0,6 ... 0,7 потеря скорости & = 6 …8%. Эти вариаторы могут устойчиво работать при 屮 = Fz/2F0 = 0,9 ... 1,0, но потеря скорости может достигать 16 ... 20%.
Параметры вариатора, влияющие на тяговую способность, усилия и напряжения в ремне, не остаются постоянными с изменением скоростного режима. Характер их изменения зависит от способа натяжения ремня.
Вариаторы с натяжением за счет упругости ремня могут развивать наибольшую мощность при i q 1. Расчет их должен производиться для положения при i^ax с проверкой при imin.
В передачах с подпружиненными шкивами (см. рис. 3, а н б) при передвижении дисков деформация пружин и натяжение ремня изменяются. Выбирая жесткость пружины различной, можно несколько изменять характеристику передачи. Если на диаметре D
йа пружину действует сила FxD при начальной деформации Хо, то при перемещении ремня на диаметр d осевая сила при линейной характеристике пружины повышается до
где 2% — взаимное смещение дисков, равное дополнительной деформации пружины; величину 尤 определяют по (17).
Здесь и ниже параметры, относящиеся к работе на наибольшем диаметре, даны с индексом D, к работе на наименьшем диаметре — с индексом d. Если осевые силы Fxd и FxD известны, то полная деформация пружины должна быть
(80)(80)— 2xFxdmaxр~~
(80)
(80)
Для передачи с подпружиненным ведущим шкивом, определяя необходимые осевые силы по формуле (706) и заменяя окружные силы через мощность из формулы (80), получим
N * idD]N * idD]"Jl/\ — ^D^lD^l"Jl/\ — ^D^lD^l2х.2х.(81)(81)
N * idD]
N * idD]
"Jl/\ — ^D^lD^l
"Jl/\ — ^D^lD^l
2х.
2х.
(81)
(81)
В таких передачах с увеличением частоты вращения ведомого вала передаваемая окружная сила уменьшается. Если необходимо получить одинаковую мощность для обоих крайних положений, то
入 max =入 max =/b一/方厶/b一/方厶2工2工(81а)(81а)
入 max =
入 max =
/b一/方厶
/b一/方厶
2工
2工
(81а)
(81а)
Если деформацию выбрать меньше, чем по формуле (81а), то с увеличением Dlx окружная сила уменьшается быстрее, чем возрастает скорость, и передаваемая мощность снижается. При деформации больше указанной с увеличением п2 мощность возрастает.
При пружинах на каждом диске шкива их деформация в 2 раза меньше величины, определяемой по формулам (81) и (81а).
Аналогично из формулы (80) для передач с регулируемым пружиной ведомым шкивом необходимая деформация пружины Л 2%"产2d°2 — 2%m2产2d。2/00\
В этой передаче с увеличением частоты вращения ведомого вала осевая сила пружины повышается, окружная сила и передаваемая мощность возрастают. Такая передача может работать при постоянном моменте на ведомом валу. Для этого согласно (82) деформация пружины должна быть
九 max =九 max =+ 厶浦2元A-%芯‘+ 厶浦2元A-%芯‘(82a)(82a)
九 max =
九 max =
+ 厶浦2
元A-%芯‘
+ 厶浦2
元A-%芯‘
(82a)
(82a)
Так как коэффициент F2 изменяется незначительно, то приближенно с учетом (17)
入max= D?彳 2x = 5tg 号.(826)
Как и в предыдущем случае, на середине диапазона натяжение несколько больше необходимого.
Таким образом, при применении клиноременных вариаторов с пружинным нажимом на один шкив последний надо ставить: для машин, работающих при постоянной мощности,——на ведущий вал; для машин, работающих при постоянном моменте сопротивления, ■— на ведомый вал.
Расчетные условия устанавливают, как указано в разделе 1.2, но во всех случаях на наименьшем диаметре регулируемого шкива; при наличии подпружиненного шкива именно на нем. Это положение ремня является наименее благоприятным в отношёнии долговечности и тяговой способности передачи.
Вследствие изменения угла обхвата, натяжения и длины ремня в процессе регулирования скорости фактическая характеристика вариатора даже при соблюдении условий (81а) и (82а) будет отличаться от теоретической (N = const или М2 = const).
В вариаторах с пружинным нажимом, в которых пружина при регулировании испытывает деформацию лишь в результате изменения длины ремня, натяжение и окружная сила при изменении скорости изменяются весьма незначительно. При этом они будут наибольшими в крайних положениях и наименьшими в зоне i q 1. Чтобы уменьшить колебания силы натяжения, жесткость пружины должна быть как можно меньше.
НАПРЯЖЕНИЯ В РЕМНЕ
При работе клиновой ремень испытывает сложное напряженное состояние. В его элементах имеют место деформации растяжения от предварительного натяжения и передаваемой нагрузки, деформации изгиба на шкивах, сжатия в канавке и сдвига от касательных сил трения. Сам ремень представляет собой сложное тело, элементы которого различаются упругими и прочностными свойствами и занимают в ремне различное положение.
Оценку напряженности работы этих элементов следует производить по действительным деформациям и напряжениям в них.
Такая оценка должна осуществляться при конструировании самих ремней на предприятиях резиновой промышленности. В механических расчетах передач, проводимых машиностроителями, подобная оценка невозможна, и эти расчеты принято вести условно по средним напряжениям, принимая ремень за однородное тело.
В соответствии с усилиями, действующими в ремне, напряжения растяжения в ветвях на основании формулы (53) будут
5 =々加二 1 + %；电=々加 J_「+ 0rц(83)
ннн, выражая через напряжение(т0 от предварительного натяжения согласно зависимости (58),
S = % + 万 + Ко”； 色=%2~ F К%.[(83а)
В частях ремня, находящихся на шкивах, возникает напряжение изгиба, величина которого в волокне, расположенном на расстоянии у от нейтральной линии ремня, будет
% == Е 普.(84)
При большой высоте сечения клинового ремня напряжение изгиба достигает значительной величины и становится решающим фактором, определяющим качество работы передачи —— ее КПД и долговечность ремней. Наибольшее суммарное напряжение растяжения в волокнах ремня на дуге покоя ведущего шкива
Umax = 5 + % =々 m — 1卜 Оц + 叫(85)
или
/ах =仇 + 等 + К% +/ах =仇 + 等 + К% +(85а)(85а)
/ах =仇 + 等 + К% +
/ах =仇 + 等 + К% +
(85а)
(85а)
Рис. 42. Диаграмма деформаций наружныхРис. 42. Диаграмма деформаций наружныхволокон ремняволокон ремня
Рис. 42. Диаграмма деформаций наружных
Рис. 42. Диаграмма деформаций наружных
волокон ремня
волокон ремня
Приведенные зависимости определяют напряжение в ремне
при одноосном напряженном состоянии, характерном для свобод
ных ветвей ремня. В частях его, находящихся на шкивах и подверженных поперечному сжатию, напряженное состояние следует рассматривать как двухосное. В работе [52] показано, что с учетом этого деформации наружных волокон ремня на шкивах несколько больше, чем описываются линейной теорией, и они весьма близки к определенным экспериментально Р. С. Галадже-
вьш [16 ]. В местах набе-
гания ремня на шкивы и
сбега с них, в которых происходит перестройка "напряженного состояния, возникают пики напряжений (рис. 42). При сбеге это усугубляется дополнительньши деформациями при выдергивании заклиненного ремня, и напряжения здесь повышаются почти в два раза. Из рис. 42 йидно также, что деформации изгиба
являются превалирующими.
При передаче ремнем касательной силы и происходящей при этом депланации сечений (см. рис. 30) в элементах ремня возникают деформации сдвига, а напряжения растяжения распределяются по ширине ремня неравномерно. В работе [51 ] показано, что экстремальные значения нормальных напряжений имеют место в среднем сечении ремня, а наибольшие напряжения сдвига у рабочей поверхности. Несколько иное решение для распределения усилий по ширине корда дано в [20]. Однако при этом принято, что корд расположен по дуге с центром в вершине клина ремня, что не соответствует действительному положению корда в деформироваином ремне (см. рис. 10).
Для оценки прочности, в частности усталостной прочности, элементов ремня необходимо знать действительные деформации и напряжения, испытываемые каждым элементом ремня.
Напряжение растяжения в произвольно взятом элементе / находится [66 ] по формуле
Gfi = ―—， (86)
здесь St h Ej — площади сечения и модули упругости всех элементов ремня; Е[——модуль упругости данного элемента L Под F можно понимать любую растягивающую силу: Fo,尸】,F2,尸ц. Для расчета передач удобнее действительные напряжения выразить через средние gf = FIS.
Из условия равенства деформаций данного элемента и всего ремня имеем
Из формулы (87) можно по номинальному напряжению определить действительные напряжения в любом элементе ремня от действия любой силы.
Изгиб действует различно на ремни прессовой и котловой вулканизации. У первых недеформированное состояние — прямолинейное. Часть ремня, находящаяся на шкиве, испытывает чистый изгиб с постоянным радиусом кривизны р. Согласно гипотезе плоских сечений деформация волокна, находящегося на расстоянии у от нейтральной линии, составляет
(88)(88)у da _ у — 2y р da — р — D
(88)
(88)
Деформация изгиба пропорциональна расстоянию данного волокна от нейтральной линии и не зависит от структуры ремня. При одномерном растяжении или сжатии волокон и постоянном модуле упругости Е/ данного волокна напряжение изгиба в нем
%/ =加七/ = Е/ = 2 -^- •%/ =加七/ = Е/ = 2 -^- •(89)(89)
%/ =加七/ = Е/ = 2 -^- •
%/ =加七/ = Е/ = 2 -^- •
(89)
(89)
У ремней котловой вулканизации ненапряженное состояние — круговое. В этом положении радиус кривизны нейтральной линии ро = L/2ar.(90)
Приближенно для этих ремней деформация
где 8’ = у/p —— деформация, которую претерпело бы волокно прямолинейного ремня при изгибе на шкиве радиусом р; е0 — =у/p。—деформация того же волокна, если ремень изгибать из прямолинейной в круговую форму.
Одновременно е0 является деформацией сжатия наружных волокон ремня котловой вулканизации на прямолинейных участках. Последнюю формулу можно представить в виде
-=普(1_挙)=爷， (91)
где
X=l-^=1-^ •(92)
Напряжение в волокне / от изгиба на шкиве будет
= £声=目^•(93)
Выражения (91) и (93) являются общими для всех ремней, но при прессовой вулканизации х = 1. Коэффициент / учитывает снижение деформаций и напряжений при изгибе на шкиве за счет вулканизации в круговой форме. Это снижение достигает существенной величины, но оно сопровождается повышением деформаций растяжения в нижних волокнах на прямолинейных ветвях.
Наибольшее действительное напряжение в элементе / ремня на дуге сцепления малого шкива
Smax = ^Ol+^^= (% +等+ К%)告 + ^^.(94)
Чтобы установить величину напряжений в элементах ремня, оценить целесообразность конструкций ремней и правильно подойти к конструированию новых, важно знать положение нейтральной линии. Это необходимо и для расчета передач, так как положение нейтральной линии определяет действительное передаточное число и расчетную длину.
В сложном по структуре ремне положение нейтральной линии зависит от упругих свойств и расположения элементов, составляющих ремень, и, главное, корда. Во всех случаях нейтральная линия проходит несколько ниже центра корда. Волокна его, расположенные ниже нейтральной линии, при изгибе и малом натяжении попадают в зону сжатия и, подвергаясь знакопеременным ' 87
деформациям, снижают срок службы ремня. С повышением расположения корда в ремне нейтральная линия поднимается, по отношению же к центру корда она снижается. Это уменьшает часть корда, попадающую в сжатую зону, и увеличивает долговечность ремней. С другой стороны, при этом возрастает деформация сжатия нижних волокон ремня и повышается его изгибная жесткость.
Метод определения положения нейтрального слоя в ремне как при чистом изгибе, так и при одновременном действии изгиба и растяжения изложен в работе [66]. Там же приведен способ нахождения нейтрального слоя на готовых ремнях методом покрытий.
Координата нейтрального слоя у сплошных ремней при целесообразном размещении корда составляет: для кордшнуровых ремней у。= %р = (0,34 ... 0,37)九，для кордтканевых —— у。= =Л» = (0,36 ... 0,39) h.
В среднем для расчета сплошных ремней обоих типов координату 九р можно принять 0,36九；для зубчатых ремней при нижних зубьях ——0,33九，при верхних и двусторонних зубьях ——0,5/i.
ИЗМЕНЕНИЕ ФОРМЫ СЕЧЕНИЯ РЕМНЯПРИ ИЗГИБЕ
При изгибе клинового ремня трапецеидальное сечение его искажается (рис. 43). Без натяжения боковые поверхности ремня теоретически касаются стенок канавки по линии. Под натяжением контакт распространяется на всю рабочую поверхность, но давление распределяется неравномерно. Кроме того, если размеры канавки выбраны без учета формы сечения деформированного ремня, то положение его в канавке отличается от заданного. Давление концентрируется в верхней или нижней частях рабочей поверхности. Следствием этого может быть ненормальный износ ремня и изменение передаточного числа.
Для нахождения уравнения кривой, образующей боковую поверхность ремня в изогнутом состоянии, рассмотрим деформацию поперечного волокна, находящегося на расстоянии у от нейтральной линии. Длина его в недефор мирова ином состоянии (рис. 43, а)
% = % + 2*g*. (95)
Рассмотрим ремень, вулканизируемый в круговой форме, который имеет прямобочное сечение с номинальным углом (р0 в круговом состоянии при радиусе кривизны р0, определяемом по формуле (90). При изгибе на шкиве диаметром 力=2р деформация продольных волокон согласно зависимости (91)
Р
ПоперечныхПоперечных
Поперечных
Поперечных
8 ——叩=^
Длина деформированного волокна
Волокно изгибается по дуге (рис. 43, 6) радиусом
р'尸Р；_广击_д = (1—*)^ =(1 + е')*・
Рис. 43. Поперечное сечение ремня: а — недеформированное; 6 — деформированноеРис. 43. Поперечное сечение ремня: а — недеформированное; 6 — деформированное
Рис. 43. Поперечное сечение ремня: а — недеформированное; 6 — деформированное
Рис. 43. Поперечное сечение ремня: а — недеформированное; 6 — деформированное
При координате у средней точки волокна координаты точки профиля следующие:
% = 9 + pJ(1-cos%; x = p[si 吟.
С учетом выражений для р； и уравнения кривой, образующейС учетом выражений для р； и уравнения кривой, образующей5g получаем параметрические боковую поверхность ремня:5g получаем параметрические боковую поверхность ремня:
С учетом выражений для р； и уравнения кривой, образующей
С учетом выражений для р； и уравнения кривой, образующей
5g получаем параметрические боковую поверхность ремня:
5g получаем параметрические боковую поверхность ремня:
"=上一(丄Ух *\ ХИ"=上一(丄Ух *\ ХИ\ /%У) 8S f\ /%У) 8S f/ p 、. 浮力X = ( ^ (/ ) sin ——.' X"'丿 2P/ p 、. 浮力X = ( ^ (/ ) sin ——.' X"'丿 2P(97)(97)
"=上一(丄
Ух *\ ХИ
"=上一(丄
Ух *\ ХИ
\ /%
У) 8S f
\ /%
У) 8S f
/ p 、. 浮力
X = ( ^ (/ ) sin ——.
' X"'丿 2P
/ p 、. 浮力
X = ( ^ (/ ) sin ——.
' X"'丿 2P
(97)
(97)
Ввиду малости углов 3^ можно принять sin 6„ = 6中 тогда ширина деформированного ремня”
% = 2х*(1 -岩)九=嘉
Стрела прогиба нейтрального слоя ремня (рис. 43, 6)Стрела прогиба нейтрального слоя ремня (рис. 43, 6)(98)(98)
Стрела прогиба нейтрального слоя ремня (рис. 43, 6)
Стрела прогиба нейтрального слоя ремня (рис. 43, 6)
(98)
(98)
Для сплошного вариаторного ремня сечением 63 Х20 мм при изгибе его на шкиве диаметром 200 мм f ^ 2,5 мм.
Угол клина ремня 整(рис. 43, 6) определяется по формуле dx dx . dyx
2 dyx dy dy
Дифференцируя уравнения (97) по переменной у и используя выражение (95), получаем
tg 際二(P )喧 2 g2tg 際二(P )喧 2 g2(99)(99)
tg 際二(P )喧 2 g2
tg 際二(P )喧 2 g2
(99)
(99)
Координату у следует вводить со своим знаком; угол 5^ определяется по формуле (96), коэффициент % для ремней, вулканизируемых в круговой форме,——по формуле (92), прессовой вулканизации —% = 1.
Поперечные деформации ремня в основном определяются упругими свойствами резины. Для последней в пределах деформаций, которые имеют место в ремнях, коэффициент Пуассона |х = 0,5.
Подсчеты по формуле (99) показывают, что угол клина ремня при его свободном изгибе существенно изменяется по высоте сечения. Так, у вариаторного ремня прессовой вулканизации сечением 56x22 мм с углом в недеформированном состоянии (р0 = 34° при изгибе по радиусу р = 105 мм, что соответствует наименьшему диаметру шкива, угол клина у верхнего основания равен 19,5°, на нейтральной линии —— 20°, у нижнего основания ——24°. Это указывает на значительную кривизну рабочей поверхности свободно изогнутого ремня. При вулканизации в круговой форме у того же ремня (L = 2000 мм) угол клина на нейтральной линии будет 24,5° вместо 20°. Такое различие в углах клина при разном виде вулканизации должно учитываться при проектировании пресс-форм.
Как видно, во всех точках по высоте сечения угол клина изогнутого ремня оказывается значительно меньше угла в ненапряженном состоянии. Ширина ремня по всей высоте, кроме нейтральной линии, также отличается от ширины недеформироваиного ремня.
Для лучшей работы ремня угол канавки необходимо принимать равным углу ремня на нейтральной линии и ширину канавки на цилиндре расчетного диаметра выполнять равной ширине ремня 力р.
Для волокна по нейтральной линии у = 0; Ь? = Ь? и 5^ = =бн. л- С учетом этого из формулы (99) получаем выражение для определения угла клина ремня на нейтральной линии в радианах и переводим в градусы:
2хр6рЬр
屮=% — 8н. л = %2= % — 115% 卩—.(Ю0)
Отклонение угла клина ремня от исходного
А屮二％ —屮=.d ，= Н5%卩牙.(101)
Измерения показывают, что фактические углы клина изогнутых ремней весьма близки к подсчитанным по формуле (100).
При относительной ширине v, относительном диаметре 令 и |х = 0,5
А<р = 57,5%*.(Ю1а)
Таким образом, изменение угла клина ремня при изгибе пропорционально относительной ширине ремня v и обратно пропорционально относительному диаметру шкива 仆. В вариаторах при больших V и малых О это изменение угла клина будет особенно большим. Наибольшая величина А(р будет при минимальном диаметре d и наименьшая ——при максимальном диаметре D регулируемого шкива. Изменение угла клина при переходе из одного крайнего положения в другое составит
= А^шах — А屮mm = 57,5х&р ^^~) = 57,5% 专(1 —^~) •
Для вариаторных ремней круговой вулканизации в среднем % = 0,75. При принятых v = 3,2 н 令=6 изменение угла клина сплошного ремня от исходного А(р = 23°, в процессе регулирования 5(р = 11,5° при O/d = 2 н 5(р = 15,5° при D/d = 3. Такие изменения угла клина недопустимы, и это заставляет для сплош* ных ремней ограничивать величины 令皿口 и D/d. Так, в ОСТ 38.5.17——73 для сплошных ремней серии 1-В при v = 3,3 принято 令=12, D/d = 1,8, что обеспечивает А(р = 12° н 5(р = =5,3°, а* для ремней СВ при v = 2,2 взято 令=13, Did = 1,4 и соответственно А(р — 7° и 6(р = 2°.
Следовательно, применение сплошных ремней требует использования шкивов больших диаметров и значительно ограничивает диапазон регулирования. Поэтому наиболее правильным решением является применение в вариаторах зубчатых ремней (см. рис. 11, а, 6 и г). В последних зубья при изгибе почти не испытывают продольных деформаций и поэтому, работая как ребра
91
жесткости, значительно уменьшают поперечный прогиб ремня и искажение формы его сечения.
Согласно [71 ] изменение при изгибе угла клина зубчатого ремня от исходного составляет
а(р=(102)
Очевидно, эту зависимость можно рассматривать как общую для всех клиновых ремней; для сплошных ремней Сф = 1, а для вулканизируемых в прямолинейной форме % = 1.
Коэффициент Сф определяется по формуле (36), при этом моменты инерции живого сечения ремня /0 и сечения зуба /23 будут
Координату нейтральной линии ремня можно принять hp = 0,5/ic, длину зуба 九 〜0,85bp, ширину зуба с3 = 0,8& тогда
4 = 1 + 2萧 U _。，5)3 - 0,125].
По измерениям модули упругости составляют при растяжении зуба 纥2 = 25。... 400 кгс/см2 [71 ], при изгибе ремня
Рис. 44. Зависимость коэффициента % от относительной высоты зубаРис. 44. Зависимость коэффициента % от относительной высоты зубаJ = 150 ... 400 кгс/см2. На рис. 44 приведена зависимость коэффициента Сф от относительной высоты зуба hjh при £卩乞= =J. Отсюда видно, что изменение угла клина и деформация сечения ремня при изгибе у зубчатых ремней в 2 ... 5 раз меньше по сравнению со сплошными. Это обеспечивает достаточно хорошее прилегание ремня к поверхности шкивов на
Рис. 44. Зависимость коэффициента % от относительной высоты зуба
Рис. 44. Зависимость коэффициента % от относительной высоты зуба
всем диапазоне изменения их диаметров.
Для меньшего искажения сечения зуба, особенно при больших диапазонах регулирования, целесообразно выполнять зубья возможно большей высоты и увеличивать их продольную жесткость, применяя твердые резины и формуя их с оберткой.
При ремнях любого вида угол канавки шкивов следует брать
равным среднему значению углов ремня, подсчитанных по отклонениям А(р из формулы (102) для предельных диаметров d н D.
ПОТЕРИ И КПД ВАРИАТОРА
Потери в клиноременных вариаторах при неудачном выборе параметров могут быть достаточно велики. Поэтому при конструировании таких вариаторов этому вопросу должно быть уделено -серьезное, внимание, тем более, что некоторые причины, вызывав ；92
ющие большие потери, одновременно существенно влияют и на долговечность ремня. Потери в клиноременной передаче по их проявлению и причинам, обусловливающим их, разделяются на следующие: от скольжения; на внутреннее трение в ремне при деформировании полезной нагрузкой, изгибом и поперечным сжатием; на трение в подшипниках валов; аэродинамические — от движения ремня и шкивов.
Потери от скольжения. Как видно из предыдущего, ремень на различных участках дуги обхвата в относительном движении перемещается по шкиву в радиальном, тангенциальном или одновременно б обоих направлениях. Следовательно, потеря мощности на скольжение должна определяться как интегральная сумма работ сил трения по углу обхвата. Попытка такого определения сделана в работе Gerberfa [21 ], однако решение оказалось неоправданно сложным и неподдающимся общему анализу. С достаточной для данной цели точностью потери на скольжение могут быть определены отдельно от тангенциальной и радиальной составляющих силы трения.
Потери от упругого (тангенциального) скольжения. Для нахождения этой потери мощности рассмотрим элемент ремня abed (см. рис. 25, а и в), находящийся на дуге скольжения ведомого шкива. Тангенциальная составляющая силы трения с учетом (42) и (44)
dT = 2z% d尸“ =-丁 一时)而加=左(尸一尸ц) da.
sin -g—h fr cos
На основании вывода, приведенного в разделе 4.2, скорость
скольжения в точке х дуги скольжения
%К 宀詩 ％-?)=%К 宀詩 ％-?)="［（尸1一%）一（尸一/）］"［（尸1一%）一（尸一/）］Мощность сил трения на угле скольжения ас2 ведомого шкиваМощность сил трения на угле скольжения ас2 ведомого шкивас учетом зависимости (47)с учетом зависимости (47),С2,票 ( [(储-爲)(危-岂) e% ’2 -о,С2,票 ( [(储-爲)(危-岂) e% ’2 -о
%К 宀詩 ％-?)=
%К 宀詩 ％-?)=
"［（尸1一%）一（尸一/）］
"［（尸1一%）一（尸一/）］
Мощность сил трения на угле скольжения ас2 ведомого шкива
Мощность сил трения на угле скольжения ас2 ведомого шкива
с учетом зависимости (47)
с учетом зависимости (47)
,С2,
票 ( [(储-爲)(危-岂) e% ’2 -
о
,С2,
票 ( [(储-爲)(危-岂) e% ’2 -
о
-(尸2-尸Je」da=2Sj^ '
Потери мощности (кВт) на трение при упругом скольжении на обонх шкивах А&к = 16^武尸 濫^，(1°3)
93
относительные потери мощности
6 — АМк Ft k
気=^-=丽•尸必=丽=可• (104) Сопоставление формул (76) и (104) показывает, что потери мощности на трение при упругом скольжении равны потере скорости. Величина их пропорциональна нагрузке, обратно пропорциональна модулю упругости Ер и при нормальной нагрузке составляет 0,5 ... 2%.
Потери на радиальное скольжение [23]. На дугах входа в канавки ремень сжимается в поперечном направлении и перемещается радиально на величину ARi(2), определяемую по формуле (62). Удельное давление на рабочих поверхностях повышается от нуля до pi(2). На элементе ремня длиной dl возникает сила трения
Работа сил трения по обеим рабочим поверхностям при одном заклинивании данного элемента равна 2dTAR (2).
Число заклиниваний в единицу времени равно частоте пробегов и — v/L. Суммируя работу по всему ремню с учетом зависимости (62) для А7?1(2), получаем выражение, определяющее потери мощности на радиальное скольжение всех ремней на дугах входа
ANp. с! (2)=ANp. с! (2)=/ср 叩i (2) (Q (2)—尸ц)/ср 叩i (2) (Q (2)—尸ц)LLRR45cz九&⑶l游 $ tg (手+ P)45cz九&⑶l游 $ tg (手+ P)dl dp.dl dp.
ANp. с! (2)=
ANp. с! (2)=
/ср 叩i (2) (Q (2)—尸ц)
/ср 叩i (2) (Q (2)—尸ц)
L
L
R
R
45cz九&⑶l游 $ tg (手+ P)
45cz九&⑶l游 $ tg (手+ P)
dl dp.
dl dp.
Подставляя pi(2) из формулы (50), после интегрирования
получаем
АМ，= /ср。(尸1 (2)—尸 ц)2
Р 32EcZ硯，(2)sin У tg (子 + p) (tg ¥ + f)
На дуге скольжения ведущего шкива, как отмечено в разделе 1.1, радиального скольжения нет. На той же дуге ведомого шкива в результате повышения натяжения от F2 До 尸i давление рх непрерывно возрастает. Согласно выражению (48)
—— ％尸 ц)е%‘2
zD^h ^ tg + 力) zD2xh tg 鸟 + %)
где а* — текущий угол от начала дуги скольжения* 94
Ремень при этом претерпевает дополнительную деформацию сжатия
叽№叽№СРСР
叽№
叽№
СР
СР
и перемещается в радиальном направлении на величину
派=.8券一2tg子派=.8券一2tg子бср （cos 手 Тг Sin 号бср （cos 手 Тг Sin 号ЕсЕс
派=.8券一
2tg子
派=.8券一
2tg子
бср （cos 手 Тг Sin 号
бср （cos 手 Тг Sin 号
Ес
Ес
Работа сил трения на элементе длиной dl по обеим поверхностям
2dTdR = 2fg-^dR;
cos号
заменяя длину дуги d/, пробегающую в единицу времени, на скорость и распространяя на всю высоту ремня и дугу обхвата, получаем потери мощности на радиальное скольжение всех ремней на дуге скольжения ведомого шкива
pxdpdp +pxdpdp +
pxdpdp +
pxdpdp +
Натяжение в произвольной точке дуги скольжения f一%=（f2 一%时/；dF^^-F^f^da.
Подставляя последнее выражение, а также зависимости для рхи dp в предыдущее уравнение, после интегрирования получаемaAГ f也卢 （尸2 -尸Ц户（曲 一1） v
ххC0S^I И
х
х
EczD”h tg （手 + p, SEp
При выходе ремня из канавки под нагрузкой сила трения направлена близко к касательной, радиальная ее составляющая меньше радиальной составляющей нормального усилия. Поэтому
95
Силы для Вывода ремня из канавки прилагать не надо. То же имеет место и без нагрузки при (р>2р. В вариаторах это условие не соблюдается, и на вывод ремня затрачивается некоторая работа. Примем, что последняя равна половине работы, затраченной на вход в канавки, тогда общие потери мощности (кВт) на радиальное скольжение на обоих шкивах будут
А及 = 36еро(危一户Ц)2 1/(m艺+1)
.% (m2 一) cos手 ] 吟*1)、tg 居+Pr) (tg 号+f, SEp%(tg^ + f),
Величина третьего члена выражения (105) на два порядка меньше двух первых и поэтому его можно отбросить. Заменяя натяжение ведомой ветви окружной силой и полезным напряжением kt получаем относительную величину потерь на радиальное скольжение
3% е/(序胃+ 1)
4Ес%¥ (т — 1)2 sin -|- tg (子+р) (tg》+ /)
(106)(106)fr (m2 — 1) cos *
(106)
(106)
tg (号 + Pr) «g 号 +〃)
Как видно, потери на радиальное скольжение пропорциональны квадрату ширины ремня и обратно пропорциональны модулю упругости при сжатии Ес и квадрату диаметра шкива. С уменьшением угла канавки потери &р., существенно растут. Так, если принять скорости радиального и тангенциального скольжения равными, т. е. /г = //1^2, то при / = 0,35 относительные величины &р. с будут
(р° 3430282622
^р.с 11,31,51,72,4
Увеличение коэффициента трения с 0,35 до 0,5, например при переходе на ремни без обертки рабочей поверхности, снижает &р. с на 30%.
Для вариаторов потери на радиальное скольжение могут стать основными и достигать существенной величины. Анализ показывает, что Ер> с от нагрузки зависит в очень малой степени.
Внутренние потери в ремне. Внутренние потери обусловливаются явлением гистерезиса. При циклическом деформировании ремня в его элементах происходит внутреннее трение, в результате
чего часть работы, затраченной на деформирование, теряется при снятии напряжений, переходя в тепло и статическое электричество, а также вызывая структурные изменения материала.
Величина потерянной работы зависит от упругих свойств материала ремня и амплитуды изменения деформаций. С увеличением последней потерянная часть работы возрастает. Относительная величина теряемой на внутреннее трение работы характеризуется коэффициентом полезной упругости v — отношением работы, отданной при разгрузке ремня, к работе, затраченной на его деформирование.
Внутренние потери в ремне могут также вызываться пластическими деформациями материала. Как упругие, так и пластические деформации материалов, из которых изготовляют ремни, зависят от скорости деформирования. С увеличением последней площадь петли гистерезиса и, следовательно, потери уменьшаются.
Таким образом, внутренние потери в ремне должны зависеть от его материала, вида деформаций, их величины и в некоторой степени от скорости ремня и частоты циклов.
По причинам, вызывающим изменение деформаций при работе ремня, внутренние потери разделяются на три составляющие: потери от нагрузки, изгиба ремня и поперечного сжатия.
Потери о т нагрузки. При обегании ремнем ведомого шкива натяжение в его элементе длиной dl возрастает от F2 до 尸】 и элемент удлиняется. На это затрачивается работа, равная разности потенциальной энергии на ведущей и ведомой ветвях,
&九1 危入2 „ (Fl —Fl) dl FtFa dl
22S£p=「2SEp *
При числе пробегов ремня в единицу времени 〃 = v/L мощность, затрачиваемая на деформирование,
f FfFa dl v — FtFaU
J 2S£p T =，
где Fa = 厶 +尸z・
При укорочении ремня на ведущем шкиве часть затраченной работы возвращается, другая ее часть (1 —vp) теряется.
Потери мощности (кВт) на деформирование ремня растяжением от полезной нагрузки составят
am 一丄士宜上屋_丄二生更/1071
2-102 SR — 2-102 Ер '(丄屮丿
а относительная величина потерь, учитывая формулы (58),
£ — 1 —VP Fa — 1 —vp 2 (尸0 + K&) — (1 —Wp) (О。+ КОц) /1 Г1О\
Gh 一 -2~-2S£p£p,
Коэффициенты полезной упругости при растяжении vp для клиновых ремней, по опытам К. И. Герваса [22 ], следующие: при корде хлопчатобумажном*тканевом 0,61 ... 0,67, шнуровом 0,8, капроновом 0,8 ... 0,84. По испытаниям Р. Р. Мавлютова [47],
97974 Б. А. Пронин и др.
97
97
АМАМ21022102m1m1
АМ
АМ
2
102
2
102
m
1
m
1
величина vp плоских прорезиненных ремней повышается с увеличением напряжения растяжения; при рабочих напряжениях vp = 0,67. При средних значениях (vp = 0,7; а0 = =10 ... 15 кгс/см; 耳 二 2000 ... 5000 кгс/см2) рассматриваемые потери &н = 0,15 ... 0,5- Они возрастают с увеличением предварительного натяжения ремня и падают с повышением модуля упругости ремня при растяжении. Величина потерь небольшая и она пропорциональна нагрузке. При передаче нагрузки имеют место также гистерезисные потери от переменных деформаций сдвига. Однако, по опытным данным, они незначительны, и общие величины А% и 占口 мало отличаются от определенных по формулам (107) и (108).
Потери о т изгиба. Для клиноременных вариаторов эти потери весьма существенны. Найдем выражение для этих потерь при многослойном ремне. Так как упругие свойства материала отдельных слоев различны, то работу внутренних сил упругости при изгибе определяем для каждого элемента в отдельности. Для слоя i, расположенного на расстоянии у от нейтральной линии ремня, при изгибе на шкиве радиусом р = R эта работа, распространенная на весь объем 匕 будет
4产J/7wНJ J炉严S + QdSda, о о о
или, пренебрегая величиной у в скобках, как малой по сравнению с р, имеем
S а
J о о
где /^ —— момент инерции сечения данного элемента относительно нейтральной линии.
Мощность, затраченная на изгиб ремня, состоящего из 加 элементов, при набегании его на ведущий шкив при угловой скорости последнего 铀 mm
"1 = ВД1х - ”1 二 Zx 例・
Общая мощность на изгиб ремня при двух шкивах составит
Выражение, стоящее под знаком суммы, с учетом формулы (34) можно заменить таким же выражением с характеристиками ”中 邑 и J, относящимися ко всему ремвю, тогда
二而(1 一 v/EJu二而(1 一 v/EJu(109)(109)
二而(1 一 v/EJu
二而(1 一 v/EJu
(109)
(109)
и относительные потери мощности
(110)(110)=2(1-^)¥ + 12(1 —加丛 J ¥ + 1
(110)
(110)
Последнее выражение может быть представлено в виде
Еи = 3爲，(110а)
где
4y = 2 (1 — %) Ен； 4="^г_； 4 =—(_^_).
Здесь d — наименьший диаметр регулируемого шкива; Ау характеризует влияние на потери от изгиба упругих свойств ремня; 4r ——геометрии его сечения;电仆 м 4^ ——нагрузки и геометрии передачи, а также изменение потерь от изгиба по диапазону регулирования.
Как следует из раздела 3.4, изгибная жесткость Еи/ клиновых ремней и их модуль упругости Е^ колеблются в достаточно широких пределах в зависимости от конструкции ремня, материала его элементов, а также от величины натяжения при работе. У сплошных кордтканевых ремней £日 лежит в пределах 250...400 кгс/сма; у кордшнуровых 150...200 кгс/сма; у зубчатых ремней при отнесении к моменту инерции полного сечения модуль 七㈢ по крайней мере в 2 раза меньше. Соответственно этому будут меньше и потери на изгиб.
Значение коэффициента полезной упругости при изгибе vH, по работе [22 ], в статике для кордтканевых ремней 0,3...0,45, для шнуровых 0,55...0,60. По опытам В. В. Верницкого, при динамическом нагружении коэффициент полезной упругости vH существенно выше, и с увеличением напряжения растяжения с 3 до 9 кгс/сма он повышается от 0,7 до 0,9.
Момент инерции сечения ремня относительно нейтральной оси
J = % (' + 告一黑)+ S.(%. т - /Гр产.
Для ремней нормальных сечений Лг = 0,075, широких—— 4r = =0,082, т. е. относительная ширина ремней почти не влияет на потери при изгибе.
Из формулы (110а) следует, что решающее влияние на эти .потери оказывает выбор относительного диаметра шкива 仆，с умень-
4*99
шением которого ^и значительно растет. На рис. 45 показано изменение потерь Ен по диапазону регулирования для вариаторов с одним и двумя регулируемыми шкивами и подпружиненным ведущим шкивом. Параметры передач взяты соответственно по вариаторам ЭНИМС ВРС-1 (^ = 7, d = 140 мм, Д = 2,4, fmin = = 1) и ВР-1 (с симметричным регулированием при Д = 6). Для обоих вариаторов принято vH = 0,4, при сплошных ремнях J = 300 кгс/см2 и зубчатых — 邑 =100 кгс/см2. Как видно из рис. 45, а, при одном регулируемом шкиве потери 氏 существенно меньше, чем при двух регулируемых шкивах; наибольшей вели-
Рис. 45. Относительные потери на изгиб в вариаторе: а — с одним регулируемым ведущим шкивом; б — с двумя регулируемыми шкивами; / — сплошной ремеиь; 2 — зубчатый
чины они достигают при 力鹏，когда ремень работает на наименьшем диаметре ведущего шкива. В вариаторе с симметричным регулированием (рис. 45, б) в области замедления потери ^и изменяются мало, но они резко возрастают в области ускорения, что объясняется уменьшением D2x и снижением окружной силы.
Оба графика на рис. 45 показывают на нерациональность применения в вариаторах сплошных ремней.
Потери от поперечного сжатия. На дугах входа ремня в канавки каждый его элемент сечением d/dp и средней длиной 匕ср сжимается в поперечном направлении на Ай. На это затрачивается работа, равная потенциальной энергии [23 ],
Усредняя скорость, можно считать длину дуги d/, пробегающей сечением в единицу времени, равной окружной скорости ремня и. Тогда, подставляя в последнее выражение Ай из (61) с использованием зависимостей (60) 、и (42) и распространяя на весь
ремень, получаем для всех ремней комплекта мощность, затрачиваемую на сжатие на дугах входа,
Мж 1 (2)Мж 1 (2)Г(尸一尸“)2 бериdp =
Мж 1 (2)
Мж 1 (2)
)2纥zD；⑵济 tg2($ + p) 2EH(2户必(号 + Р)
В момент входа ремня в канавку натяжение остается постоянным и равным натяжению набегающей ветви, т. е. величине 尸工 для ведущего шкива и 尸？ для ведомого. При движении по дуге скольжения ведомого шкива под действием увеличивающегося натяжения и повышающего удельного давления ремень продолжает сжиматься. Поэтому при определении мощности на сжатие ремня на этом шкиве в последнюю формулу следует ввести также 尸i・ При сбегании со шкивов работа возвращается не полностью; потеря мощности (кВт) на обоих шкивах
ИЛИИЛИСЖ 2J02&一卜g居+СЖ 2J02&一卜g居+сж — 2・102EcZ h D[xi^сж — 2・102EcZ h D[xi^tg (岑+ p)tg (岑+ p)(Hl)(Hl)
ИЛИ
ИЛИ
СЖ 2J02&一卜g居+
СЖ 2J02&一卜g居+
сж — 2・102EcZ h D[xi^
сж — 2・102EcZ h D[xi^
tg (岑+ p)
tg (岑+ p)
(Hl)
(Hl)
Относительные потери мощности на сжатие с учетом выражения (53)
4 + 14 + 1ттtg (++Р)(加-[)tg (++Р)(加-[)(112)(112)
4 + 1
4 + 1
т
т
tg (++Р)(加-[)
tg (++Р)(加-[)
(112)
(112)
Значения модуля упругости Ес см. в разд. 3.4. Коэффициент полезной упругости vc для ремней при поперечном сжатии, по опытам К. И. Герваса, составлял vc = 0,7...0,8; большие значения для кордшнуровых ремней.
Величина потерь на поперечное сжатие небольшая, для широких ремней она приближается к 1%.
Потери на трение в подшипниках. Абсолютная величина этих потерь (кВт) во всех подшипниках передачи
a% =鹏也=壷£QJ:费， (из)
здесь Qg ——усилия на цапфах; fz ——коэффициент трения в подшипнике; и^ ——окружная скорость на опорной поверхности цапфы; &“ Dt — диаметры соответственно цапфы и шкива.
Относительные потери мощности
_^1 一乙 Ft Dj_^1 一乙 Ft Dj(114)(114)
_^1 一乙 Ft Dj
_^1 一乙 Ft Dj
(114)
(114)
Коэффициент трения 力 зависит от типа подшипника, вида смазки и условий его работы.
Аэродинамические потери. При скорости ремня и 〉20 м/с сопротивление воздуха при движении ремня и шкивов может иметь существенное значение. Оно особенно возрастает при зубчатых ремнях и дисках шкивов, снабженных ребрами. Это сопротивление ведет к потерям мощности; однако способствует лучшему охлаждению ремня и шкивов, чем благоприятно влияет на долговечность ремня.
= ik&&z哈工4；= ik&&z哈工4；(115)(115)относительные потериWa. р ~относительные потериWa. р ~А%а. р — °/"р £ 4 рв*—= ksА%а. р — °/"р £ 4 рв*—= ks(116)(116)Аэродинамические потери ремня учитываются только для его прямолинейных ветвей. Величина этих потерь (кВт) [66]
= ik&&z哈工4；
= ik&&z哈工4；
(115)
(115)
относительные потери
Wa. р ~
относительные потери
Wa. р ~
А%а. р — °/"р £ 4 рв*
—= ks
А%а. р — °/"р £ 4 рв*
—= ks
(116)
(116)
здесь С『一коэффициент сопротивления трению; рр — периметр сечения ремня, м; рр — 2 (Ьср + /1); рв — плотность воздуха, равная 0,123 кгс-с2/м4;厶 ——длины прямолинейных ветвей ремня, м.
Коэффициенты сопротивления для плоских ремней найдены Р. Р. Мавлютовым [47]. Для клиновых ремней, особенно для зубчатых, значений С『нет, и их необходимо определять из опытов.
Аэродинамические потери шкивов [66] составляются из потерь на трение о воздух дисков, ребер или спиц и обода шкивов. В большинстве случаев регулируемые шкивы вариаторов выполняются в виде гладких конических дисков.
Трение дисков при числе Рейнольдса Re = &~ < 5 • 105 (где vB —— кинематическая вязкость воздуха, равная 15-10"6 м2/с) дает ламинарный пограничный слой, при большем числе Re —— турбулентный. Критический диаметр (м), определяющий переход одного вида движения в другой, будет
ReKp*% 7,5ReKp*% 7,5/и/и
ReKp*% 7,5
ReKp*% 7,5
/и
/и
Для общего случая момент (кгс-м) сопротивления вращению диска
Мд = [ 1,87 ^рП1'5 + 0,7 (Г>3 - 4р) D1'6^^] 10-6.(117)
Здесь первый член относится к внутренней части диска с ламинарным пограничным слоем, второй — к внешнему кольцу. Если D < dKD, то второй член пропадает, а в первом члене dKP =
При наличии обода момент сопротивления (кгс-м) его вращению
此6 = 6・10-4%仍尸,此6 = 6・10-4%仍尸,(118)(118)
此6 = 6・10-4%仍尸,
此6 = 6・10-4%仍尸,
(118)
(118)
где роб ——периметр сечения обода, м.
102
Наибольшее сопротивление воздуха испытывают спицы и ребра, выполненные на дисках. Полный момент сопротивления при числе спиц или ребер гс
Me р = С r 二［｝ (arR —铀厂)(R，— г4)—
一—恤)依5一円］嘤，(117a)
где R и г ——наибольший и наименьший радиусы спиц (ребер); 〃r, аг — ширина их на соответствующих радиусах.
Коэффициент сопротивления С следует определять экспериментально. Для ориентировочных расчетов при спицах эллиптического сечения можно брать С = 0,4- Для ребер жесткости коэффициент сопротивления принимают в зависимости от соотношения сторон: а/6 1241018
С 1」1,15 1,19 1,29 1,40
Момент сопротивления всего шкива со спицами и ободом
Маш = Моб + Мс『
То же, шкива дисковой конструкции с ребрами
Мат ~ М〃 + /Ир.
Потери мощности (кВт) на аэродинамическое сопротивление всех шкивов вариатора
竺％备工％ ⑴9)
относительные потери
(120)(120)ANam 2 Mam
(120)
(120)
Общие потери мощности и КПД вариатора. Общие потери мощности клиноременного вариатора составляются из всех разобранных выше потерь. КПД всего вариатора
n = (1 一 蔡К)(1 —耳 。)(1 一歸(1 一麻)(1 -WcQ(l -葡 X
X(1 -LP)(1 -U).(121)
Для анализа влияний параметров передач на потери удобно найти сумму относительных потерь. Для этого различием fr и f в формуле (106) можно пренебречь, тогда
七 乐 + (1—vp) (^o + Кац)【+ 1 ［ 2 (1—vH) p J I
5 — 1户 tg (£ + p) 2ztg($+p)4 sin 手(tg 号
+ ^^^^Р^111 + 211^- (122)
103
44Рис. 46. Потери мощности NN при широких ремнях:Рис. 46. Потери мощности NN при широких ремнях:420446 屮420446 屮Для установления зависимости отдельных потерь были провё- дены；специальные испытания четырех вариаторных ремней с раздельным определением составляющих потери мощности [75 ]. Для этого опыты проводились последовательно на гладких и желобчатых шкивах на холостом ходу и под нагрузкой. Параметры испытаний: i = 1, О】=。2 = 210 мм,屮=28°, и = 8,25 и 11 м/с, а0 = 8...10 кгс/см2. Полученные из опытов относительные потери приведены в табл. 11, а на рис. 46 показаны суммарные потери AN в зависимости от коэффициента тяги при испытании на гладких (а) и желобчатых (б) шкивах. Характеристика первых трех зубчатых ремней дана в табл. 10 соответственно под № 1, 5 и 6; ре- ，мень 4 ——кордтканевый сплошной
4
4
Рис. 46. Потери мощности NN при широких ремнях:
Рис. 46. Потери мощности NN при широких ремнях:
420446 屮
420446 屮
сечением 63x22 мм.
00а — на гладких; 6 ——иа желобчатых шкивах [75] (номера ремией по табл. 11, в скобках — по табл. 10)а — на гладких; 6 ——иа желобчатых шкивах [75] (номера ремией по табл. 11, в скобках — по табл. 10)В табл. 11 приведены потери при наибольшем КПД, но при разных коэффициентах тяги. Разность ординат кривых а и б на рис. 46 составляют потери на радиальное скольжение и поперечное сжатие. Как видно из рисунка и табл. 11, эти потери были основными по величине. Они оказались особенно большими для опытных ремней 1, 3 и4 вследствие недостаточной их поперечной жесткости. У серийного ремня 2 с формованным зубом без обертки, и с при-
0
0
а — на гладких; 6 ——иа желобчатых шкивах [75] (номера ремией по табл. 11, в скобках — по табл. 10)
а — на гладких; 6 ——иа желобчатых шкивах [75] (номера ремией по табл. 11, в скобках — по табл. 10)
менением резины высокой твердости эти потери были в 3 ...3,5 раза меньше. Вторыми по величине были потери от изгиба ^и. Определенные вместе с ними аэродинамические потери ^а вследствие малой скорости ремней были незначительны. Показательно, что у сплошного ремня 4, несмотря на меньшую высоту сечения по сравнению с ремнем 3, потери на изгиб были выше, а у кордшнурового ремня 2 они были в 2 раза меньше, чем у корд- тканевого ремня /. Вследствие более высокого модуля упругости £р ремень 2 показал наименьшие потери от упругого скольжения
и от нагрузки ^・
Из табл. 11 также следует, что потери скорости были значительно больше упругого скольжения, что свидетельствует о большой роли кажущегося скольжения. Повышенные потери скорости опытных ремней объясняются также малой их жесткостью на сжатие.
А. Н. Шмелевым по специальной методике и определенным экспериментально потерям [95 ] были рассчитаны температурные поля, примеры которых для приведенных выше ремней 1, 2 и 4 даны на рис. 47. Замеренная в опытах температура ремней в их центре и на рабочей поверхности оказалась близкой к расчетной.
Из рис. 47 следует, что теплонапряженность вариаторных ремней очень высокая и полностью соответствует характеристике ремней по потерям. Так, наивысшая температура до 150° С ока-
2丿2丿8)8)Рис. 47. Температурные поля широких ремней:Рис. 47. Температурные поля широких ремней:
2丿
2丿
8)
8)
Рис. 47. Температурные поля широких ремней:
Рис. 47. Температурные поля широких ремней:
а — № 1 (по табл. 11) при D = 210 мм; 6 — № 1 при О — 300 мм; в — № 4при D = 210 мм; е — № 2 при D = 210 мм; д — № 2 при D = 300 мм
11. Потери в передачах с широкими ремнями [70]
№ ремия
W
1馥
* 言
о s
衣
Силовые потери, %
п/п
по табл.
10
忑
н
1
1
50X22
8,25
0,675
6,34
1,25
0,6
4,0
13,05
18,9
2
5
50X21
8,25
11
0,908 0,855
3,89
3,82
1,03 1,08
0,5 0,45
2,12 2,08
3(75 3,72
7,4
7,3
3
6
80X25
11
0,560
11,65
1,58
0,81
3,95
15,85
22,2
4
——
63X22
8,25
11
0,714 0,538
9,95
6,7
1,46
1,49
0,66 0,68
4,60
4,53
13,7
12,9
20,4
19,6
залась у сплошного ремня 4 и наименьшая 60. ..75° С у ремня 2. Увеличение диаметров шкивов с 210 до 300 мм у ремней / и 2 существенно снизило теплонапряженность.
Из анализа выражений для составляющих AN и ^ и из формулы (122), а также приведенных опытных данных видно, что абсолютные и относительные потери в вариаторе зависят от материала, конструкции и размеров ремня, режима работы (нагрузки и скорости) и параметров передачи (диаметров и углов канавок шкивов, предварительного натяжения, передаточного числа).
Материалы элементов ремня и их взаимное положение в ремне определяют приведенные модули упругости при растяжении Ер, изгибе J, сжатии Ес и коэффициенты полезной упругости vp, vH, vc ремня. Эти факторы влияют на основные потери в передаче: от радиального и упругого скольжения ^р< с и ^ск, от изгиба 鼠, нагрузки £ и сжатия ^сж. Для уменьшения потерь необходимо увеличивать Ес и %, снижать Еи и повышать vp, vH и vc. С этой целью при конструировании вариаторных ремней рекомендуется: повышать поперечную жесткость мерами, указанными в разделе 3.1;
уменьшать их жесткость при изгибе, располагая жесткие тянущие элементы (корд) компактнее и ближе к нейтральной оси, снижая модули упругости остальных элементов;
выполнять несущий нагрузку корд из материалов с большим модулем упругости при растяжении;
применять материалы с возможно большим коэффициентом полезной упругости.
В сумме указанные потери составляют значительную часть общих потерь в передаче. Поэтому, изменяя характеристики материала элементов и конструкцию ремня, можно существенно влиять на КПД передачи.
Следует иметь в виду, что явления, вызывающие эти потери, имеют и другие отрицательные последствия. Так, внутреннее трение влечет за собой усталостное разрушение ремня. Совместно со скольжением оно ведет к нагреванию ремня, которое, также отражается на его долговечности. Скольжение, кроме того, вызывает износ рабочей поверхности ремня и его растрепывание.
Следовательно, улучшение конструкции и материала ремня весьма важно для повышения общей экономичности вариатора. Отсюда также вытекает, что при оценке качества ремней из новых материалов или новых конструкций весьма важным критерием является величина потерь 鼠，Wp.c，占加 Ен и ^ж・
Из других факторов, связанных с ремнем, можно отметить отношения J/S и v = зависящие от геометрии сечения, и шероховатость ремня, отражающуюся на аэродинамических потерях. Для уменьшения потерь от изгиба необходимо снижать величину /, т. е. применять ремни меньшей высоты. Наиболее целесообразны зубчатые ремни. Уменьшение относительной ширины v хотя и 106
снижает потери, но выбор ее ограничен диапазоном регулирования.
Из размерных параметров передачи наиболее важным является диаметр шкива, влияющий на потери от изгиба, сжатия, радиального скольжения, на потери в подшипниках и аэродинамические потери шкива, а также угол канавки. С уменьшением диаметра шкива КПД клиноременных передач существенно падает. По опытам автора, для ремней Б и В при и = 10...16,5 м/с, и。= = 12...18 кгс/см2 и » = 1 наибольшие значения КПД состав
ляли:
190,950 ... 0,970,905 ... 0,93190,950 ... 0,970,905 ... 0,93D/h 912
19
0,950 ... 0,97
0,905 ... 0,93
19
0,950 ... 0,97
0,905 ... 0,93
Кордшнуровые ремни 0,920,915...0,935
Кордтканевые ремни 0,870,885...0,910
Аэродинамические потери и потери в опорах здесь исключались. В вариаторах при шкивах малых диаметров общие потери даже при нагрузках, соответствующих r)max, могут достигать 18%.
С увеличением натяжения ремня несколько возрастает абсолютная величина потерь. Однако одновременно увеличивается передаваемая нагрузка, вследствие чего относительные потери уменьшаются и КПД повышается. Особенно существенна разница в КПД при разных натяжениях для малых коэффициентов тяги. Поэтому, что⑪I повысить КПД передачи, натяжение целесообразно увеличить, особенно в передачах, работающих с переменным режимом и значительное время с недогрузками.
Желательное для вариаторов снижение угла клина ремня увеличивает потери на радиальное скольжение и сжатие ремня.
Из параметров, характеризующих режим работы вариатора, на потери существенно влияют передаточное отношение, нагрузка и скорость ремня. Влияние передаточного отношения на потери от изгиба было показано выше (см. рис. 45). Аналогично ix влияет на потери от радиального скольжения и сжатия. В результате общий КПД вариатора изменяется по диапазону регулирования, значительно снижаясь при предельных передаточных отношениях.
Нагрузка передачи влияет на потери от упругости скольжения и от сжатия. С повышением ее эти потери увеличиваются. Остальные виды потерь по абсолютной величине от нагрузки не зависят и остаются при любом окружном усилии такими же, как и на холостом ходу. Относительная же величина этих потерь при малых нагрузках резко возрастает и общий КПД падает (см. рис. 36…39}. Оптимальных значений КПД достигает при коэффициентах тяги 3 = 0,7 …0,8.
Скорость ремня непосредственно влияет на относительную величину аэродинамических потерь и косвенно на величину потерь в подшипниках и внутренних потерь. Однако некоторое увеличение потерь с возрастанием4 скорости компенсируется лучшим охлаждением, что улучшает работу ремня.
4；8・ ДОЛГОВЕЧНОСТЬ РЁМНЁЙ
Долговечность ремня определяется усталостной прочностыд Ого элементов [66 ]. При работе в ремне возникают циклически изменяющиеся напряжения, определяемые соответствующими деформациями. Под влиянием циклического деформирования и сопровождающего его внутреннего трения в элементах ремня появляются усталостные разрушения (трещины, надрывы), которые, развиваясь, выводят ремень из строя. Явление усталости в ремне усложняется больпюй величиной внутренних потерь и
Рис. 48. Типичное усталостное разрешение вариаторного ремня
неоднородностью ремня. Внутренние потери при неблагоприятных условиях достигают 10...18% передаваемой мощности. Эта непроизводительно затраченная работа превращается в тепло и, как показано в разделе 4.7, значительно повышает температуру ремня. Повышение температуры отрицательно влияет на физико- механические свойства резины и соединения ее с кордом, ускоряет старение материалов, что отражается на выносливости ремня.
Неоднородная структура ремня и неравномерность распределения напряжений по его сечению обусловливают при деформировании концентрацию напряжений, относительное смещение элементов ремня и перетирание ткани, расслоение и пр.
На рис. 48 показано характерное разрушение вариаторного ремн兄.В зависимости от условий работы и конструкции ремня разрушение может начаться либо с волокон корда, частично лежа- 1цнх в зоне знакопеременных деформаций, либо с нижних волокон обертки. При неудовлетворительном качестве изготовления рем- ней разрушение может носить и другой характер ——расслоения, вырыва крайнего витка корда у ремней без обертки и др,
Усталостная прочность ремня определяется величиной действительных напряжений, частотой и формой цикла напряжений.
На рис. 49, а показано изменение деформаций за один пробег вариаторного ремня. Линия abode представляет собой деформации растяжения от предварительного натяжения, передаваемой нагрузки и центробежных сил. Эти деформации одинаковы для
Рис. 49. Диаграмма циклов деформаций ремня вариатора сродним регулируемым шкивом:Рис. 49. Диаграмма циклов деформаций ремня вариатора сродним регулируемым шкивом:а — при I = 2,4; б — при i = 1,37; 8 — при i = 1; / — дуга обхвата ведущего малого шкива； II — ведомая ветвь； III — дуга обхвата ведомого большого шкива; /К — ведущая ветвьа — при I = 2,4; б — при i = 1,37; 8 — при i = 1; / — дуга обхвата ведущего малого шкива； II — ведомая ветвь； III — дуга обхвата ведомого большого шкива; /К — ведущая ветвь
Рис. 49. Диаграмма циклов деформаций ремня вариатора сродним регулируемым шкивом:
Рис. 49. Диаграмма циклов деформаций ремня вариатора сродним регулируемым шкивом:
а — при I = 2,4; б — при i = 1,37; 8 — при i = 1; / — дуга обхвата ведущего малого шкива； II — ведомая ветвь； III — дуга обхвата ведомого большого шкива; /К — ведущая ветвь
а — при I = 2,4; б — при i = 1,37; 8 — при i = 1; / — дуга обхвата ведущего малого шкива； II — ведомая ветвь； III — дуга обхвата ведомого большого шкива; /К — ведущая ветвь
всех волокон ремня по его высоте. На шкивах к этим деформациям добавляются деформации изгиба. Суммарные деформации на диаграмме изображены сплошной линией в крайних верхних волокнах, штриховой ——в крайних нижних и линией aafbfbcc dfde ——в промежуточных волокнах, находящихся на расстоянии ^工 от нейтрального слоя.
Наибольшее напряжение цикла находится по формуле （94）. Среднее напряжение цикла
陪=6max#5± =号 ® + КО” + 堂）； амплитуда цикла
О — 6 шах —① <nin __ 冃（左 J一 ）
Ввиду относительно большой толщины клинового ремня деформации изгиба в нем достигают значительной величины и имеют для усталостной прочности первостепенное значение. В крайних верхних волокнах деформации одного знака и цикл приближаются к пульсирующему. В волокнах, лежащих ниже нейтральной линии, деформации знакопеременны; на высоте
среднее напряжение aZm = 0, н цикл становится симметричным. Вследствие этого опасность усталостного разрушения волокон, расположенных ниже нейтральной линии, больше, чем наружных.
Напряжения изгиба влияют как на среднее напряжение, так и на амплитуду цикла, напряжения а0 и ац ——на среднее напряжение, и полезное напряжение 々一на амплитуду цикла.
Отдельные составляющие напряжения различно влияют на выносливость тех или иных элементов ремня. Для крайних волокон основным является напряжение изгиба; для волокон, лежащих вблизи нейтральной линии, большое значение приобретают деформации от растягивающих сил. Характер цикла напряжений у различных волокон оказывается неодинаковым.
Частота циклов деформаций определяется числом пробегов ремня в секунду и = v/L. Очевидно, что с увеличением частоты циклов эффект повышения температуры в результате циклического деформирования усиливается. Поэтому общее число циклов Z, выдерживаемое ремнем до разрушения, с увеличением частоты снижается. Еще в большей степени уменьшается долговечность ремня, выраженная в часах.
Из диаграмм (рис. 49) видно, что форма цикла деформаций зависит от передаточного отношения. При 必 близком к единице, на протяжении одного пробега действуют два равноценных максимума напряжений, причем относительная длительность их действия оказывается наибольшей, но величина напряжения меньше, чем в крайних положениях.
С увеличением передаточного отношения влияние изгиба на большом шкиве на усталостную прочность ремня уменьшается. Одновременно с этим уменьшается относительная длительность действия основного максимума (на диаграмме отрезок ab\ Кроме того, с увеличением fn]ax возрастает длина ремня и частота пробегов снижается. Следовательно, передачи с большими передаточными отношениями находятся по усталостной прочности в более благоприятных условиях. При fraax — 6...7 влияние второго максимума очень незначительно: для этих передач эффективная частота ^эф = ""
В общем случае при любом передаточном отношении эффектиз- ная частота циклов
吗巾=
(123)
по
где 己,——коэффициент понижения влияния изгиба на больших
шкивах.
При I = 1,£= 1; при большом передаточном отношении 1^2ШК.
Как видно, форма цикла напряжений определяет напряженность работы ремня во времени и может существенно влиять на его усталостную прочность.
Долговечность ремня в итоге оказывается зависящей от следующих параметров: его натяжения, диаметра меньшего шкива, полезной нагрузки, передаточного отношения, межцентрового
расстояния, скорости рем- вогКгс/смг
ня, количества ремней в передаче и числа шкивов.
Влияние натяжения ремня на его долговечность иллюстрируется диаграммами (рис. 50). Испытание на долговечность клиновых ремней различных кон-
струкций, товленных
а также изго- из разных ма-
40
50
20
R
/100-^10,1
О)
Z 弋
показали,
что
териалов, общее число циклов Z,
о,/
加 юо-юЧ б)
выдерживаемое до разрушения, обратно пропорционально 鸣 Показатель степени q колеблется в пределах 4...6,8. В среднем можно принять 7 = 5. Если при зтом показателе
Рис. 50. Зависимость числа изгибов Z ремней от напряжения:
а -- кордтканевых; 6 — кордшнуровых； точки： / ——передача с одним ремнем при "^ф = 21,2;
2 — передача с тремя ремнями при %巾=21,2； J —то же, прн «Эф = 5 (в секунду)
предварительное натяжение о。увеличить с 12 до 15 кгс/см2, то долговечность уменьшится в 3 раза, а при снижении а0 до 9 кгс/см2
увеличится в 4,2 раза.
Как видно, влияние натяжения ремня на долговечность очень велико. Это обстоятельство заставляет обратить серьезное вни-
мание как на выбор натяжения при расчете передачи, так и на его контроль при эксплуатации. Ослабление ремня вызывает падение его работоспособности и повышение скольжения, что может привести к разрушению ремня. С другой стороны, даже небольшое увеличение натяжения сверх необходимого резко сокращает долговечность ремня. Поэтому наиболее целесообразны автоматические способы натяжения.
Полезная нагрузка и центробежные силы повышают общее напряжение в ремне и в той же мере отражаются на долговечности ремня, как и предварительное натяжение. Кроме того, передача полезной нагрузки сопровождается деформациями сдвига ремня и скольжением его по шкиву. Первые ведут к перераспределению нагрузки по корду с концентрацией ее на крайних витках [51, 102]. Скольжение вызывает износ рабочей поверхности.
Диаметр шкива определяет деформации изгиба, величина которых является одной из наибольших. Поэтому диаметр шкива оказывает сильное влияние на срок службы ремня, что подтверждается опытами и практикой применения клиноременных передач. Если принять долговечность ремня сечения В при работе на шки- вах с D = 200 мм за 100%, то, по опытным данным, при шкивах Других диаметров число циклов до разрушения Z будет:
ММ 160180200225250280
Z, % 3056100200370600
По данным работы [102 ], влияние диаметра проявляется еще больше. В разделе 4.7 показано, что с уменьшением диаметра шкива температура ремня резко возрастает. Это свидетельствует ° росте внутренних потерь, сопровождающемся снижением долговечности ремня.
Повышение скорости ремня и уменьшение межцентрового расстояния увеличивает частоту циклов и сокращает срок службы ремня (рис. 50).
В вариаторах с несколькими ремнями обеспечить равномерное натяжение и равномерную нагрузку отдельных ремней трудно. Из диаграмм на рис. 50 видно, что даже при трех ремнях в передаче наблюдается значительное рассеивание результатов опытов по долговечности, и, как правило, срок службы оказывается ниже, чем у одного ремня.
Особенно неблагоприятно может сказаться различие в значениях передаточных чисел отдельных ручьев, обусловленное относительными погрешностями в размерах канавок шкивов. Это вызывает неравномерное распределение нагрузки и дополнительное скольжение. Отсюда возникает необходимость для вариаторов с несколькими ремнями особенно тщательно следить за идентичностью размеров отдельных канавок шкивов и тщательно подбирать комплект ремней по размерам и упругим свойствам.
Для расчета ремней на долговечность необходимо установить функциональную связь общего числа циклов напряжений, испытываемых ремнем до разрушения (Z3力)с действующими напряжениями. При этом следует установить, с каких элементов ремня начинается разрушение и какие напряжения их вызывают. Опыты и практика показывают, что наиболее характерным является раз- рушение корда. Следовательно, и расчет необходимо вести по волокнам корда, наиболее удаленным от нейтральной линии.
В мировой практике передачи всеми клиновыми ремнями при・ нято рассчитывать по максимальным напряжениям в этих волок- нах, в соответствии с чем установлены нормы нагрузок, даваемые в стандартах. В работе [102] утверждается, что долговечность клиновых ремней зависит не только от наибольшего, но и от наименьшего напряжения. Однако опытные данные, приведенные в работе, этого не подтверждают. В этой же работе сделана по- пытка вести расчет по крайним наиболее нагруженным виткам 112
корда. Это справедливо, но предлагаемые зависимости содержат много опытных коэффициентов, не позволяющих сделать обобщения.
В. К. Мартынов и А. А. Фалевский предложили рассчитывать на долговечность по напряжениям сдвига, ответственным за нарушение связей между элементами ремня. Пока для такого расчета данных недостаточно, и наиболее обоснованно расчет вести по наибольшим напряжениям в ремне. Последние в опасных волокнах корда могут быть определены по формуле (94), в которой у будет координатой этих волокон от нейтральной линии. При расчете следует учесть, что корд представляет собой не монолитное тело, а состоит из шнуров, свитых из отдельных нитей. Поэтому в формулу (94) при члене, определяющем напряжения изгиба, следует ввести коэффициент § понижения этого напряжения. Тогда наибольшее напряжение в опасных волокнах будет
。， max =晉。I + 啞=管(^ + 『),(124) где и】——напряжение в ведущей ветви, определяемое по формуле (83) или (83а).
Практические расчеты удобнее проводить не по действительным, а по условным напряжениям в ремне. Согласно формуле (87) с учетом выражения (83) наибольшее напряжение в ремне, соответствующее напряжению в корде cz max, будет
/ах — О/ max 一 5 叶 р 济—1 & Н ^ Г ^ц- ( "5)
Испытания на долговечность показали, что у клиновых ремней длительного предела усталости не обнаруживается и что число циклов до разрушения Х3ф связано с наибольшим напряжением зависимостью
2Эф = Л-- (126)
Отсюда ограниченный предел усталости, соответствующий за* данному числу циклов Z?力，будет
Лэф
Тогда условие усталостной прочности ремня
t^rnax = ^ + ^^- = k + -^^ + <ТЦ « ау (128) или
Umax = а1 + ‘2 与=济二 1 々 + 与备 + %《Uy， (128a) где
内=玖6亲％
Постоянные q и р, определяющие предел усталости, и коэффициент с?, характеризующий влияние изгиба, должны находиться экспериментально для каждого вида и размера ремней. Для сугубо ориентировочных расчетов можно принимать q = 300, коэффициент с? 300...500 для кордшнуровых и с2 = 400...600 для корд- тканевых ремней; в указанных пределах большие значения будут при малых высотах сечений h.
Показатель кривой выносливости р = 11. Тогда число циклов, выдерживаемых до разруше
ния,乙产（黑）"（心ния,乙产（黑）"（心и предел усталости при данном числе циклов
ния,
乙产（黑）"（心
ния,
乙产（黑）"（心
300300(127а)(127а)Эффективное число циклов связано со сроком службы Т (ч) с учетом формулы (123) зависимостью гэф=збооиЭф т=3600 鶴 т.
300
300
(127а)
(127а)
(129)
На рис. 51 зависимость (129) дана в виде номограммы, из которой по известному Z坤, выдерживаемому ремнем, можно найти срок его службы Т или по заданному сроку службы и &巾 определить
число циклов, которое должен выдержать ремень.
Для удобства расчета в табл. 12 приведены значения Z?咨 если Zg巾=/ • 10".
12. Значении Z骋
Л
Л-105
Л . 10е
л . Юг
Л . Ю8
4帆
2,82
3,47
4,27
5,25
2,96
3,68
4,53
6,87
3,19
3,93
4,83
5,95
7,31
3,31
4,07
5,01
6,17
7,59
3,40
4,18
5,14
6,33
7,79
Суммирование усталостных повреждений, полученных при разных уровнях напряжений, для ременных передач ведется, как и для других деталей, по линейной теории суммирования Пальм- грена. Согласно последней
(130)(130)£ MZj = 4・
(130)
(130)
1
Здесь Uj н Zf — максимальное напряжение в ремне и число циклов на каждой ступени напряжений за весь срок службы.
На протяжении одного пробега ремень испытывает несколько различных максимумов напряжений (по числу шкивов 2mJ. На основании зависимости (130) действие этих напряжений можно заменить действием наибольшего напряжения с1тах на наименьшем шкиве на протяжении эквивалентного числа циклов Z/占订 т. е.
О? max =工成 max ・
Отсюда коэффициент, учитывающий влияние изгиба на ббль-
ших шкивах, при гшк
；i = -一包5——(131)
/ S max у
\ 0工 max /
и при двух шкивах
尸 7(⑶a)
/ ] + 6 max
\* W max /
При i = 1 коэффициент ^ = 1; для других передаточных отношений и /? = 11 он дан на диаграмме на рис. 52 в зависимости от отношения
Пр _
В вариаторах при регулировании изменяются все основные параметры, влияющие на усталость: напряжения в ветвях и изгиба, передаточное отношение, скорость, частота циклов. При этом возможны два случая: когда нагрузка изменяется в соответствии со скоростным режимом, на данной скорости она постоянна, и когда нагрузка может изменяться на каждом скоростном режиме независимо от скорости.
В первом случае для расчета на долговечность необходимо установить зависимости атах и числа пробегов и в секунду от передаточного отношения вариатора, а также распределение времени работы по диапазону регулирования. Целесообразно на всем диапазоне выделить несколько равномерно расположенных скоростных режимов, для которых найти алП1ах, ихэф и время работы на данном режиме tx = 工*7 (Т —— общий срок службы ремня, тх —— относительное время работы на каждой ступени). Очевидно, что £久=1.
(132)(132)Из формулы (129) для каждой ступени
(132)
(132)
Z% = 3600их эф/х = 3600〃* ЭфТЛГ.
Эффективные частоты циклов их эф находятся по зависимости (123), в которой vx и 占仄 переменные.
Подставляя выражение для Zx в формулу (130), имеем
3600T e 或以 Зф^х 賓.
Отсюда может быть найден ожидаемый срок службы ремня вариа
(133)(133)тора:
(133)
(133)
3600 Е 磋а* з巾％
Напряжение % определяется для каждого режима по формуле (128).
Если нагрузка изменяется независимо от скорости, то для каждого скоростного режима необходимо по действительному времени работы t подсчитать эквивалентное время. Для этого на основании зависимости (130)
仆(宀户н, (134)
где ан, Оишах — наибольшие напряжения в ремне на каждой ступени по нагрузке и максимальное из них; ти — относительное время работы на этих ступенях.
Далее расчет производится, как и для первого случая, но не по действительному времени работы, а по эквивалентному.
Для проектного расчета передачи вводим в зависимость (128а) выражение для предела усталости из формулы (127) и разрешаем ее относительно полезного напряжения:
岛(俞支)， (135)
Формула (135) позволяет установить допускаемое полезное напряжение 岛，которое обеспечивает одновременно как тяговую способность передачи, так и заданный срок службы ремней. Величина т = с01，尸 определяется тяговой способностью, с* 0 P — долговечностью.
В проектном расчете по формуле (135) для определения т угол скольжения ас можно принимать равным (0,6...0,7) а, где а — меньший из двух углов обхвата. Приведенный коэффициент трения f определяется для обоих шкивов по формулам (44) и (45). Расчет ведется по шкиву, у которого произведение (а/) меньше. Вследствие трудности точного учета на этом этапе всех переменных параметров работы величина Z^巾 определяется приближенно с введением коэффициента переменности нагрузки Епер・心3 формул (129) и (123) при двух шкивах получаем
Z帅= 380 点二华； (136)
Здесь & в об/мин; 7 в q; £ берется по графику на рис. 52 при средних значениях ар/аи. При равной вероятности каждой нагрузки Д. Н. Решетов рекомендует ^пер = 2,1.
Отношение длины ремня к минимальному диаметру ведущего шкива:
при одном регулируемом шкиве
^- = Д[(2Л4-0,5л) fmln4-0,5n];(137)
при двух регулируемых шкивах и fmax > l/fmin
~^~ ~ ^тах (2Л -|- 0,5л) -|- 0,5л.(137а)
конконОтносительное межосевое расстояние Л устанавливается
кон
кон
структивно.
Чтобы обеспечить передачу ремнем полезного напряжения ^0, подсчитанного по зависимости (135), и соответствующей ему окружной силы, ремень необходимо натянуть с силой Fo и обеспечить осевые силы 尸*工 и Fx2> определяемые соответственно по формулам (57), (70а) и (71а).
После определения всех размеров и переменных параметров необходима проверка ожидаемого срока службы по формуле (133).
В мировой практике расчет клиновых ремней по максимальному напряжению
Рис. 52. Значения коэффициента & для расчета клиноременных передач с двумя шкивамиРис. 52. Значения коэффициента & для расчета клиноременных передач с двумя шкивамиприменяется для некоторой условной передачи с двумя^шки- вами при £ = 1 (gj = 1, & = 180°), определенной длине ремня L。，условной долговечности То = 24000 ч и спокойной постоянной нагрузке. Тогда допускаемая мощность на один ремень в такой передаче на основании зависимости (135) при m = 5 и р = 11 с учетом (129) и (38) будет
Рис. 52. Значения коэффициента & для расчета клиноременных передач с двумя шкивами
Рис. 52. Значения коэффициента & для расчета клиноременных передач с двумя шкивами
М =當=(4。』09 - Ad" — 4吩 У.(138)
4 = G4 = G/n — 1т/n — 1т\ ЗбОО^щкТо /\ ЗбОО^щкТо /4 = 2乃u麵偲и лз =4 = 2乃u麵偲и лз =wwЗдесь
4 = G
4 = G
/n — 1т
/n — 1т
\ ЗбОО^щкТо /
\ ЗбОО^щкТо /
4 = 2乃u麵偲и лз =
4 = 2乃u麵偲и лз =
w
w
Допускаемая на ремень мощность при данных условиях работы [N] = NQCaCLCfiv.(139)
Здесь коэффициенты Са, CL, g и Ср учитывают соответственно действительные угол обхвата, длину ремня, передаточное число,
вид и режим работы передачи. Значения этих коэффициентов даются для каждого сечения ремня. Допускаемые мощности, подсчитанные по зависимости (138), даются в табличной форме в национальных стандартах и в рекомендациях ISO и СЭВ, в ГОСТ 1284.3—80 и РТМ на узкие и поликлиновые ремни.
В методике SAE [104 ] расчета кордшнуровых вариаторных ремней для сельскохозяйственных машин оценка долговечности ремней производится по так называемой усталостной скорости. Под последней понимается такая длина ремня Ly, при которой ремень в данных условиях разрушится за 100 ч работы. Значение Ly определяется по формуле
bgj = 11」1 log [卷 + 鲁 + &叫 + logy — logC3.
Коэффициенты Q, C2, C3 зависят от размеров ремня, G учитывает влияние угла обхвата.
Усталостные скорости подсчитывают для каждого шкива передачи и затем суммируют. Срок службы (ч) ремня
=- 100.
皿у
Анализ формул SAE показывает, что они могут быть заменены зависимостью (126а) при атах)определяемом по формуле (128).
Следует иметь в виду, что расчет по приведенным формулам носит относительный характер. Клиновые ремни разной конструкции, с различным материалом корда и изготовляемые по различной технологии существенно различаются по своим упругим и тяговым свойствам, а также по выносливости. Большое значение имеет и качество изготовления ремня —— правильность расположения корда по высоте и ширине ремня, степень его вытяжки, качество сцепления с резиной, однородность исходных материалов. Существенно снижают долговечность ремня и всего вариатора, вибрации и динамические нагрузки, возникающие вследствие изменения ширины ремня по его длине. Поэтому испытания на долговечность ремней даже из одной партии показывают на очень большой разброс результатов [86 ].
Сроки службы ремней изменяются в зависимости от параметров передачи и условий работы в широких пределах: от нескольких сот часов в вариаторах транспортных средств при форсированных параметрах (малых диаметрах и высоких частотах пробегов) до 5000 ч и более в стационарных машинах.
Глава 5
КОНСТРУКЦИИ И РАСЧЕТКЛИНОРЕМЕННЫХ ВАРИАТОРОВ
ВАРИАТОРЫ С КЛИНОВЫМИ РЕМНЯМИНОРМАЛЬНЫХ СЕЧЕНИЙ
Бесступенчатые клиноременные передачи со стандартными ремнями по ГОСТ 1284.1—80 просты по конструкции и надежны в работе. Применяются преимущественно встроенными в рабочие машины; почти не требуют специального места и легко комбинируются с другими узлами машин.
Выполняются с числом ремней до шести. Однако при большом числе ремней требуется повышенная точность выполнения шкивов, чтобы обеспечить одинаковое передаточное отношение всех ручьев. Применяются при малой мощности, но могут использоваться и при мощности до 60 кВт.
Вследствие малой ширины .стандартных ремней диапазон регулирования небольшой. С целью некоторого его расширения углы канавок шкивов назначают немного меньше, чем для нерегулируемых передач. Допустимо на регулируемых шкивах для ремней сечений 0 ——В принимать 屮 ~ 30° и для сечений Г и Д ——<р = =32°.,
В табл. 13 приведены величины возможного изменения диаметра шкива Ad, а также предельные диапазоны регулирования Д при одном и двух регулируемых шкивах с указанными углами канавок и при диаметрах шкивов dmin, минимально допустимых по ГОСТ 20898—75. Диапазоны Д передач с двумя регулируемыми шкивами даны при симметричном регулировании. Следует иметь в виду, что применение обоих шкивов с диаметрами, равными минимально допустимым, снижает срок службы ремней. В передачах со смещенным диапазоном регулирования в сторону редуцирования второй шкив увеличивается, долговечность ремня повышается, но Д уменьшается.
Для некоторого расширения диапазона регулирования наименьшие диаметры шкивов при кордшнуровых ремнях можно снизить до значений, допустимых по ГОСТ 10286——75, а именно для сечений Л, Б и В соответственно до 80, 100 и 140 мм.
Для передач с несимметричным регулированием, а также при использовании шкивов с диаметрами, отличными от указанных в табл. 13, диапазон регулирования определяется по формуле (24), причем он будет меньше значений, указанных в табл. 13; величина Ad берется из этой таблицы.
Регулирование скорости в рассматриваемых вариаторах может производиться или только в покое, или при работе передачи. В первом случае применяются простейшие регулируемые шкивы, три конструкции которых показаны на рис. 53. Подвижные диски в них сидят на ступице неподвижных дисков на резьбе. Фиксация производится стопорными винтами через медные сухарики.
Рис. 53. Простейшие регулируемые шкивы для стандартных ремней с односторонним движением дисков:
О — на один ремень; б — на два ремия; в — с расширенным диапазоном регулирования (регулируемые диски показаны в двух положениях)
13. Наибольшие значения Ad и Д для ремней по ГОСТ 1284.1—80
Параметры
Сечение ремня
О
л
в
в
г
dmin, ММ
63
90
125
200
315
Ad, мм
22
28,5
37
45,5
65
д
при одном регулируемом шкиве
1,35
1,32
1,29
1,23
1,21
при двух регулируемых шкивах
1,82
1,74
1,67
1,51
1,46
Момент Мб, кгс • м
《2,5
1—5
3,5—15
10—50
40—150
Ё шкиве на два ремня (рис. 53, б) для обеспечения одинакового расчетного диаметра обоих ручьев требуется тщательная выверка их с проверкой по контрольному ролику.
Шкив на рис. 53, в выполнен двусторонним, что расширяет диапазон регулирования.
В рассматриваемых шкивах перемещение дисков одностороннее, поэтому при регулировании ремень смещается на шкиве в осевом направлении. Для избежания перекосов ремня следует оба шкива делать регулируемыми с размещением подвижных дисков с противоположных сторон. Одновременно этим достигается по-
Рис. 54. Простейшие регулируемые шкивы с двусторонним перемещением дисков
стоянство натяжения ремня без изменения при регулировании положения валов.
На рис. 54 представлены три конструкции шкивов с двусторонним движением дисков. Перекоса ремня в них при регулировании не происходит и при одном регулируемом шкиве.
В шкиве на рис. 54, а диски перемещаются по втулке на резьбе и фиксируются контргайками с винтами. Шкив закрепляется на валу с помощью конической разрезной втулки. Во избежание перекоса ремня необходимо при регулировании оба диска перемещать одинаково. В шкиве на рис. 54, 6 для этой цели применен винт /, а в шкиве на рис. 54, 6 — барабан / с резьбами разных направлений.
Недостатком передачи со шкивами, изображенными на рис. 53 и 54, является сложность регулировки. В процессе ее осуществления необходимо следить за тем, чтобы получить требуемую скорость ведомого вала и одновременно сохранить натяжение ремня. Поэтому применение таких шкивов оправдано только при редких переналадках. При частом регулировании и осуществлении его на ходу применяются передачи: при одном регулируемом шкиве ——
по схеме на рис. 3, а; при двух регулируемых шкивах — по схемам на рис. 3, б и в.
В передачах первого вида регулируемый шкив подпружиненный типа, указанного на рис. 55,仪,сажается на вал электродвигателя. Регулирование достигается перемещением последнего. Передвижение дисков в шкивах преимущественно одностороннее.
Конструкция подвижного крепления двигателя, а также расчет геометрии передачи и ее характеристика те же, что и в аналогичных передачах с широким клиновым ремнем (см. раздел 5.3). В передачах с двумя регулируемыми шкивами по схеме на рис. 3, s
Рис. 55. Регулируемые шкивы для стандартных ремней: а 一 подпружиненный; б — с принудительным движением
один шкив подпружинен (рис. 55, а), второй ——с принудительным движением дисков (рис. 55, б). Чаще применяют передачи по схеме рис. 3, 6, в которых диски обоих шкивов перемещаются принудительно. На рис. 56 показана такая передача и шкив фирмы Colomb.
В шкиве на рис. 55, 6 регулирование осуществляется винтом 2, гайка / удерживается от вращения рычагом 4. В шкиве по рис. 56, б вращение винта ——червячного колеса / производится от маховичка через червячную передачу 2. Гайка 3 скользит поступательно в корпусе последней. Трущиеся поверхности ступиц дисков и вала развиты и хорошо смазываются, что облегчает регулирование и увеличивает срок службы деталей шкива. Однако конструкция шкива оказывается несколько усложненной： ступицы дисков делаются прерывистыми, чтобы секторы ступиц подвижных дисков входили между секторами неподвижных дисков.
Регулируемые шкивы (рис. 55, 56) выполнены в виде самостоятельных узлов, легко монтируемых на консолях валов. Подвижные диски следует располагать накрест: справа на одном шкиве и слева на другом.
Принудительные перемещения дисков обоих шкивов должны быть синхронизированы. Это достигается при шкивах по рис. 55, 6 цепной передачей Зив конструкции по рис. 56, а валиком, свя- 122
зывающим червяки обоих шкивов. Регулирование может производиться как в покое, так и на ходу.
Вследствие небольшого диапазона регулирования в передачах стандартными ремнями изменение длины ремня в процессе регулирования относительно небольшое. Поэтому в подобных передачах специальные устройства для компенсации изменения длины
Рис. 56. Бесступенчатая передача фирмы Colomb с двумя регулируемыми шкивами: а — общий вид； б —— регулируемый шкивРис. 56. Бесступенчатая передача фирмы Colomb с двумя регулируемыми шкивами: а — общий вид； б —— регулируемый шкив
Рис. 56. Бесступенчатая передача фирмы Colomb с двумя регулируемыми шкивами: а — общий вид； б —— регулируемый шкив
Рис. 56. Бесступенчатая передача фирмы Colomb с двумя регулируемыми шкивами: а — общий вид； б —— регулируемый шкив
ремня при регулировании не устанавливают. Для подтягивания ремня по мере вытяжки необходамо, как и в клиноременных передачах с постоянным передаточным числом, предусматривать возможность перемещения одного вала.
Иногда для расширения диапазона регулирования при ремнях нормальных сечений применяют шкивы с вырезами, при которых выступы одного диска входят в пазы другого, а также составные шкивы [72 ]. Однако вырезы в дисках портят при работе ремень, а составные шкивы оказываются достаточно сложными и ненадежными. Поэтому в случае необходимости получения больших диапазонов регулирования следует применять широкие ремни.
Выбор параметров и расчет бесступенчатых клиноременных передач с ремнями по ГОСТ 1284.1—80 производится так же, как и аналогичных нерегулируемых передач. Некоторыми особенностями является определение расчетных диаметров шкивов, натяжений ветвей и осевых сил.
Выбор сечения ремня целесообразно производить по моменту Мб на быстроходном валу согласно табл. 13. Для получения достаточного диапазона регулирования приходится использовать малые диаметры шкивов. При диапазонах регулирования, равных указанным в табл. 13, наименьший диаметр ведущего шкива %i = ^шш- При меньших диапазонах для передач с одним регулируемым ведущим шкивом и при двух регулируемых шкивах и симметричном регулировании он находится по формуле
厶《書」； (140)
при несимметричном регулировании - 厶=Ad，": max. = .l+imax-厶壮 (140a)
Наибольший диаметр ведущего шкива £\ = di + Ad; значение Ad берется из табл. 13. Диаметры d2 и。2 ведомого шкива определяются из формулы (1) по передаточным отношениям tmln Н ^таХ' ，
Для компенсации неблагоприятного влияния на долговечность ремня применения малых диаметров и передаточных отношений, близких к единице, межосевое расстояние следует назначать больше, чем в нерегулируемых передачах. Можно рекомендовать а = (0,75... 1,25) (0】+。%), где 01H Dz — наибольшие диаметры того и другого шкива.
Расчет передачи ведется по методике, изложенной в работе [68] для передач с i = const, по положению, когда окружная сила Ft максимальная (см. с. 15... 16).
После определения по этой методике числа ремней проводят следующий дополнительный расчет. Задаются наибольшими допустимыми углами скольжения на обоих шкивах ас = (0,5...0,7) а; по формулам (44) и (45) определяют приведенные коэффициенты трения и по меньшему из двух произведений а J и %J； определяют величину т = еа^\ Для шкива» у которого это произведение больше, из равенства ас1/^ = аС； находят новый угол ас. Затем определяют угол покоя (сцепления) на шкивах а^ = а —— —ас и по формулам (70а) и (71а) осевые силы 尸社 и Fa2. Из зависимостей (53) находят натяжения ветвей Fx и F2 и 口。формуле (57) предварительное натяжение Fo- По осевой силе на подпружиненном шкиве и деформации пружины (см. с. 83) определяют параметры последней. Если в передаче оба шкива с принудительным движением дисков, то нахождение осевых сил необходимо лишь
для подбора подшипников, и их можно приближенно определить по формуле (72).
После проведения проектного расчета следует провести для 5...6 положений, равно расположенных по диапазону регулирования, поверочный расчет передачи по методике, изложенной ниже, для вариаторов с широким клиновым ремнем. При этом определяются все силы в передаче, скорость и частота пробегов ремня, коэффициент тяги, а также ориентировочно оценивается ожидаемая долговечность. При этом для передаче принудительным движением дисков обоих шкивов следует учитывать, что в них перемещение дисков %i = %2，+°*2 — const и длина контура ремня изменяется, что вызывает изменение его натяжения.
Рис. 57. Размеры регулируемых шкивовРис. 57. Размеры регулируемых шкивовПрофиль канавок нерегулируемых шкивов выполняется по ГОСТ 20898—75, за исключением шага канавок t. Размеры регулируемых шкивов (рис. 57)
Рис. 57. Размеры регулируемых шкивов
Рис. 57. Размеры регулируемых шкивов
А =。+ 2с； dB = d — 2 (/i — /ip).
Размер с можно брать по ГОСТ 20898——75 таким же, что и для нерегулируемых шкивов, угол канавки назначается, как указано на с. 119. Размер б при сдвинутых дисках берется конструктивно, целесо
образно брать б = “56> Шаг канавок для всех шкивов
/ = 6р + (Ad + 2с) tg 啰 + 6.
Контроль расчетных диаметров канавок и их идентичности для всех ручьев следует производить по ролику измерением размера т
ХАРАКТЕРИСТИКА И ПАРАМЕТРЫ ВАРИАТОРОВС ШИРОКИМ РЕМНЕМ
Бесступенчатые передачи с широким клиновым ремнем для малых и средних мощностей в данное время являются наиболее распр остраненными. Выпуск их составляет 60...70% всего количества вариаторов, изготовляемых за рубежом. Они нашли распространение как в стационарных, так и в подвижных транспортных машинах, например, в сельскохозяйственных машинах, мото-, средствах и автомобилях.
По сравнению с фрикционными эти вариаторы более пр осты по конструкции, универсальны, проще в уходе и в ремонте. В них износу подвергаются ремень и подшипники, замена которых не представляет трудности. В производстве клиноременные вариаторы проще, они могут быть выполнены на любом машиностроительном заводе; в эксплуатации достаточно надежны.
Конструкции бесступенчатых передач с широким клиновым ремнем весьма разнообразны. Так, применяют передачи без корпуса, в которых один шкив сидит на валу рабочей машины, другой —— на валу двигателя; вариаторы универсального назначения в корпусе в виде отдельного агрегата или мотор-вариаторы; передачи, встроенные в различные рабочие машины.
Вариаторы, мотор-вариаторы и типовые узлы бесступенчатых передач, как правило, являются объектами специализированного производства. Регулируемые передачи, встроенные в машины, изготовляют преимущественно заводы, выпускающие эти машины.
Рис. 58. Номограмма для определения основных параметров передач с широким ремнемРис. 58. Номограмма для определения основных параметров передач с широким ремнем
Рис. 58. Номограмма для определения основных параметров передач с широким ремнем
Рис. 58. Номограмма для определения основных параметров передач с широким ремнем
Вариаторы с широким ремнем могут выполняться как с одним, так и с двумя регулируемыми шкивами. Диапазон регулирования в первом случае Д = 3...4, во втором 方 =6…9 и иногда 12. Вариаторы этого типа применяют при одном широком ремне для мощностей до 40 кВт, при нескольких ремнях ——до 55 кВт.
Как следует из формулы (28) и анализа, приведенного в разделе 3.3, диапазон регулирования при широком ремне зависит от относительной ширины ремням, относительного диаметра шкива^ и угла канавки шкива ср. На рис. 58 зависимость (28) представлена в виде номограммы. По номограмме при заданном Did и выбранных и ср можно установить необходимое v или при данных Did, ^ и V определить требуемый угол канавки шкива <р. По этой же диаграмме можно найти наибольшее отношение D/d и по нему диапазон регулирования при заданных v, и ср.
Размеры широких ремней по ОСТ 38.5.17——73 приведены выше (см. табл. 6). В приложении к этому стандарту даны рекомендуемые параметры и расчетные данные для вариаторов с этими ремнями. При этом вариаторы разбиты на три группы:
А ——малой мощности с повышенным диапазоном регулирования Д;
Б ——средней мощности и средним Д;
14. Параметры вариаторов С широким ремнём по ОСТ 28.5.17—73
Группа вариаторов
A
Б
в
Вид ремия
зубчатый
зубчатый
сплошнсй
Угол канавки ср
'26°
28。
Тип ремня
q产
II
殳
Параметры
仆
D/d
Д
仆
Д
仆
Д
ьв 2-В СВ
3,1 2,25 2,0
5,6
6,7 …7,7
3,0
1,9
9,0
3,5
8,5
8...9,6
8 …8,6
2,2
1,8...1,7
1,6
4,9 3,0二.3,5 2,6
12,5
12...14
1,8
1,4
3,2
2,0
В — повышенной мощности и низким диапазоном регулирования.7
В табл. 14 для каждой группы даны рекомендуемые виды ремней и углы канавок шкивов, а также для трех типов ремней (промышленного назначения 1-В и 2-В и для сельскохозяйственных машин СВ) усредненные параметры: О, D/d и диапазон регулирования Д при двух регулируемых шкивах и симметричном регулировании.
В табл. 15 для каждого типоразмера ремня приведены рекомендуемые ОСТ 38.5.17—73 минимальные диаметры шкивов d,
15. Минимальные диаметры шкивов и допускаемая мощность
для широких ремней по ОСТ 38.5.17——73
Ремеиь
А
Б
в
d,
Ad,
M， кВт
d,
Ad,
кВт
d.
Ad,
總，
1-В20
36
70
0,7
1-В25
45
88
1,35
67
80
1,9
95
80
2,9
1-В32
56
114
2,25
85
104
3,1
120
104
4,6
1-В40
71
142
3,6
106
130
5,2
160
130
7,8
1-В50
90
180
6,0
135
165
9,0
200
165
13,5
ЬВ63
112
228
9,0
170
208
13,5
270
210
20,0
1-В80
—
—
—
212
267
20,0
320
265
30,0
2-В25
90
75
3,5
2-В32
—
—
112
100
5,9
—
—
2-В40
—
—
170
125
9t5
—
—
—
2-В50
—
—
—
212
160
14,0
—
—
—
СВ-25
84
70
106
62
5,5
150
62
8,1
СВ-32
106
95
130
84
7,8
200
82
11,8
СВ-38
126
115
160
104
11,0
230
100
16,6
СВ-45
148
136
180
125
14,8
270
125
22,2
СВ-50
170
150
12,3
212
142
18,5
310
140
28,0
Диапазон изменения диаметра шкива Ad и допускаемая на ремень мощность No для некоторых условных условий работы.
Ремни типов 1-В и СВ могут использоваться для вариаторов всех трех групп; ремни 2-В — только в вариаторах группы Б.
Приведенные в стандарте диаметры d следует рассматривать как минимально допустимые, диапазон регулирования Д — как максимально возможный, углы канавок — как рекомендуемые. При диапазонах регулирования меньше предельных целесообразно, например, увеличивать диаметры шкивов. В этом случае, пользуясь значением Ad из табл. 15, по одной из формул (140) или (140а) можно найти наименьший диаметр регулируемого ведущего
Рис. 59. Относительная ширина ремней v в зависимости от расчетной ширины 力р по данным зарубежных фирм и ОСТ 38.5.17—73
шкива, обеспечивающий получение оптимальных условий работы при заданном Д.
В зарубежной практике вариаторостроени я в выборе параметров вариаторов выработались определенные тенденции.
Применяют вариаторные ремни шириной Ьр = 12... 100 мм. При этом стремятся (рис. 59) с увеличением ширины увеличивать V (до 4,5), т. е. применять относительно более тонкие ремни. Достаточная поперечная изгибная жесткость обеспечивается относительно более высоким зубом h3 до 0,55/i. Очевидно, при Ширинах Ьр》63 мм имеется возможность в случае необходимости выполнения ремней с меньшей высотой h по сравнению с предусмотренной ОСТ 38.5.17—73, что обеспечит лучшую их гибкость, меньшие потери и больший срок службы.
Угол канавки шкива является важнейшим параметром клиноременных вариаторов. Небольшое уменьшение его существенно увеличивает диапазон регулирования. Однако с уменьшением угла канавки повышаются потери на поперечное сжатие и радиальное скольжение ремня. Как видно из рис. 60, имеется явная тенденция к увеличению угла канавки от 22° при малых ширинах ремней до 30...32° при Ьр = 70...80 мм. Это объясняется стремлением 128
уменьшить потери в более мощных передачах, а также тем, что у ремней большей ширины увеличивается v, уменьшается жесткость и положение в канавке становится менее устойчивым. Увеличение угла ф для них уменьшает осевое усилие и компенсирует снижение
V>VVV>VVoHatnsworth,oHatnsworth,▽恤21山0尸4▽恤21山0尸4^Lovejon \-fieeves 9 Muller > Pirelli^Lovejon \-fieeves 9 Muller > Pirelliо Berges v Slmptabelt + Grafts ▼4ME ^Dayton < Bandoо Berges v Slmptabelt + Grafts ▼4ME ^Dayton < Bandoо▼ %Tо▼ %T▼▼簪簪'冗'冗,▼ e +,▼ e ++ . + ■ L+ . + ■ L^Continental о Schaerer т разные^Continental о Schaerer т разные典 勿n典 勿n
V>VV
V>VV
oHatnsworth,
oHatnsworth,
▽恤21山0尸4
▽恤21山0尸4
^Lovejon \-fieeves 9 Muller > Pirelli
^Lovejon \-fieeves 9 Muller > Pirelli
о Berges v Slmptabelt + Grafts ▼4ME ^Dayton < Bando
о Berges v Slmptabelt + Grafts ▼4ME ^Dayton < Bando
о
▼ %T
о
▼ %T
▼
▼
簪
簪
'冗
'冗
,▼ e +
,▼ e +
+ . + ■ L
+ . + ■ L
^Continental о Schaerer т разные
^Continental о Schaerer т разные
典 勿n
典 勿n
юю20'20'30305050%%切切Q Berges л-Grofts^Dayton• Hainsworth^BLoveJov q Muller\-ReevesУ Simplabelt< Bando о SchaererQ Berges л-Grofts^Dayton• Hainsworth^BLoveJov q Muller\-ReevesУ Simplabelt< Bando о Schaerer
ю
ю
20'
20'
30
30
50
50
%
%
切
切
Q Berges л-Grofts
^Dayton
• Hainsworth
^BLoveJov q Muller
\-Reeves
У Simplabelt
< Bando о Schaerer
Q Berges л-Grofts
^Dayton
• Hainsworth
^BLoveJov q Muller
\-Reeves
У Simplabelt
< Bando о Schaerer
Рис. 60. Углы канавок шкивов, применяемые в вариаторах с широ-ким ремнем
жесткости. Рекомендация в ОСТ 38.5.17——73 лишь двух углов канавок ср = 26° и 28° недостаточна, рациональные углы канавок следует назначать в зависимости от ширины ремня — примерно
Ьр,ММ
Рис. 61. Относительные диаметры шкивов вариаторовс широким ремнем
по прямой, данной на графике рис. 60. С увеличением ширины ремня угол канавки следует увеличивать, а при малых ширинах снижать. Последнее даст возможность расширить диапазон регулирования или при данном диапазоне назначать большие диаметры шкивов. Так, уменьшение для ремня 1-В25 угла канавки с 26 До 22° позволяет увеличить наименьший диаметр с 45 до 55 мм. При этом потери на радиальнре скольжение остаются на том же уровне, на поперечное сжатие ——снижаются на 25%, на изгиб сни-
5 В. А. Пронин и др. 129
жаются на 50%, а долговечность ремня должна повыситься примерно в 2,5 раза.
Относительные диаметры шкивов на практике выбирают в достаточно широких пределах ® = 5,5...11 (рис. 61); предусмотренные в стандарте значения ® для каждой из групп вариаторов (см. табл. 14) соответствуют принятым значениям. Однако необходимо иметь в виду, что для заданного диапазона наименьший диаметр шкива всегда следует брать возможно большим. Это улучшает все показатели работы вариатора: тяговую способность, КПД вариатора и долговечность ремней.
КОНСТРУКЦИИ ВАРИАТОРОВ С ШИРОКИМ РЕМНЕМ
Передачи с одним регулируемым шкивом выполняются по схеме на рис. 3, а. Регулируемый шкив в них подпружинен; регулирование достигается изменением межосевого расстояния. На рис. 62 изображены три конструкции подобных передач. Регулируемый шкив, как правило, насаживается на вал электродвигателя, ведомый шкив постоянного диаметра — на вал рабочей машины. Перемещением двигателя изменяется натяжение ремня, заставляющее перемещаться диски подпружиненного шкива и изменяющее его рабочий диаметр. Передача очень проста, не требует много места, так как вписывается в габариты нормальных клиноременных передач. Такие передачи выпускаются за рубежом многими фирмами на мощность при одном ремне до 18 кВт при /г】=1440 об/мин с диапазоном регулирования 2...3 и иногда до 4. Имеются передачи и на большую мощность. Показанная на рис. 62, 6 передача рассчитана на 45 кВт при 勺 =720 об/мин н /г% = 285...400 об/мин.
Сборные салазки под двигатель (рис. 62, а) применяются при передачах малой мощности, при большей ——литые (рис. 62, б). По первому типу ЭНИМСом спроектированы два типоразмера вариатора: ВРС-2 и ВРС-1 на мощность 2,8 и 7 кВт при 〃 = 2.
Выбором диаметра ведомого нерегулируемого шкива можно в широких пределах изменять предельные значения передаточных отношений. Наименьшее передаточное отношение обычно берется в пределах rmln = 0,5...2,5, наибольшее — iax = 1,5…7. Возможность осуществления больших передаточных отношений весьма ценна для приводов со значительным понижением угловой скорости. Применение подобной передачи позволяет упростить кине* матическую цепь.
Вследствие применения ведомого шкива большего диаметра передачи этого типа по сравнению с вариаторами с двумя регулируемыми шкивами обладают более высокой тяговой способностью, повышенными КПД и долговечностью ремня.
Величина перемещения двигателя должна допускать изменение межосевого расстояния (см. раздел 2.2) от tZmin = %щ — 0,015L до oJnax = Qmax + 0,03L [здесь tzraln и 0raax — межосевые расстоя- 130
ния в крайних положениях ремня, определенные по формуле (13) при номинальной длине ремня]. При салазках, подобных изображенным на рис. 62, и наклонном расположении передачи к горизонту (рис. 63) ход салазок
(141)(141)Рис. 62. Бесступенчатые передачи с широким ремнем н регулируемым ведущим шкивом:а — со сборными салазками; б и в — с литымиРис. 62. Бесступенчатые передачи с широким ремнем н регулируемым ведущим шкивом:а — со сборными салазками; б и в — с литыми
(141)
(141)
Рис. 62. Бесступенчатые передачи с широким ремнем н регулируемым ведущим шкивом:
а — со сборными салазками; б и в — с литыми
Рис. 62. Бесступенчатые передачи с широким ремнем н регулируемым ведущим шкивом:
а — со сборными салазками; б и в — с литыми
где углы ad и aD определяются по формуламsin % = k , sin ctp =―；—,max“min
высота h устанавливается по чертежу.
5*5*Подпружиненные шкивы применяют как с односторонним, так и с двусторонним перемещением дисков. Шкивы первого типа проще по конструкции. На рис. 64 показано несколько конструкций таких шкивов. В шкиве, изображенном на рис. 64, в, пружиной является резинокордный элемент 2, который одновременно передает крутящий момент с подвижного диска / на упорную
5*
5*
131
шайбу 3. Для этой цели элемент 2 посажен на ступицах этих деталей на шлицах треугольного профиля. Жесткость пружинного элемента переменная, она уменьшается с увеличением деформаций. Вследствие этого осевое усилие повышается с переходом ремня на малые диаметры значительно меньше, чем при цилиндрических витых пружинах. Фирма Muller выпускала передачи с таким шкивом на мощность до И кВт при пх = 1440 об/мин и Д = 3.
При одностороннем движении диска ремень смещается при регулировании в осевом направлении на величину %, определяе-
Рис. 63. Схема перемещения двигателя в передаче с одним подпружиненным шкивом
мую по формуле (17). Во избежание его перекоса двигатель должен перемещаться под углом ух (см. рис. 63) к плоскости ремня. Для этой цели применяются салазки типа показанных на рис. 65. Угол наклона направляющих в них определяется зависимостью
tg
где s — перемещение двигателя при регулировании, определяемое по формуле (141), но при номинальных атШ и a111ax.
Салазок с косыми направляющими можно избежать, если ведомый шкив постоянного диаметра делать не желобчатым, а глад「 ким. Однако тяговая способность такой передачи ниже, чем при желобчатом ведомом шкиве. Фирма Reeves выпускает такие пер& дачи на мощность до 11 кВт при пх = 1450 об/мин и Д = 2...3.
Несколько конструкций подпружиненных шкивов с симметричным движением дисков показаны на рис. 66. В первой из них (рис. 66, а) правый и левый диски связаны со скользящими шпон- 132
Рис. 64. Подпружиненные шкивы для широких ремней с односторонним движением дисков:
〃 一с одной центральной пружиной; б — с несколькими пружинами; в —— с резннокордной пружиной; а — на два ремня с центральной пружиной
Рис. 65. Конструкции салазок с косыми направляющими: а — литые; б — сборные
ками, на которых нерезаны рейки. Обе рейки зацепляются с одной и той же шестерней. При изменении натяжения ремня пружина сжимается или разжимается и оба диска перемещаются в разные
Рис. 66. Конструкции подпружиненных шкивов с симметричным движением обоих дисков
стороны, но на одно и то же расстояние. В шкиве, изображенном на рис. 66, 6, выравнивание перемещений обоих дисков производится рычагом. Для одинакового перемещения обоих дисков центр оси качания рычага должен быть смещен от оси вращения шкива. 卜34
В шкивах, показанных на рис. 66, sue, поставлены по две пружины, из которых одна действует на правый диск, а другая — на левый. Здесь выравнивание перемещений дисков производится не кинематическим, а силовым способом. Для этой цели жесткость Сп обеих пружин должна быть одинаковой, т. е.
где Dj и Р2 — средние диаметры обеих пружин; Jx и d2 — диаме^ тры проволоки пружин; h и /2 — числа витков пружин; G — модуль упругости второго рода.
На рис. 66, d дана конструкция шкива вариатора на мощность до 6 кВт с пружинами рессорного типа прямоугольного сечения, а на рис. 66, е шкив с тарельчатыми лепестковыми пружинами фирмы Schaerer на 9 кВт при Д = 2,8. На шкивах передач фирмы Simplabelt типа, представленного на рис. 62, s, поставлены тарельчатые пружины другого вида; передачи выпускаются на мощность до 11 кВт при Д = 3 и до 18 кВт при Д = 2,2.
Под действием эксцентрично приложенных к дискам равнодействующих элементарных осевых сил создается защемляющий момент, затрудняющий передвижение дисков. Кроме того, этот момент, а также возникающие колебания приводят к непрерывному осциллирующему движению дисков по посадочной поверхности. Это движение вызывает на контактных поверхностях фреттинг-коррозию, ведущую к потере подвижности дисков [77]. Для исключения этого лучше избегать применения трения стали по стали или по чугуну, ступицы подвижных дисков должны иметь достаточную длину, и к скользящим поверхностям следует подводить смазку. Для лучшего ее распределения в ступицах выполняют разветвленную систему канавок (см. рис. 64, б и 66, б). Предпочтительно применять жидкое масло. Для этого в шкиве фирмы Walwark (рис. 67) предусмотрена камера /, из которой масло под действием центробежных сил по радиальным сверлениям и круговой канавке подается к трущимся поверхностям.
Однако при смазке ступиц пластическими мазями и особенно жидким маслом возникает опасность попадания их на ремень. В последнее время в подвижных соединениях ступиц дисков стали применять детали из пластмасс, например из тефлона, не требующих смазки и предохраняющих от фреттинг-коррозии.
На рис. 68 показан подпружиненный шкив фирмы Ebenhard Zeng (ГДР) на мощность 17 кВт при Д = 3, в котором диски / перемещаются по втулке 2 на шариковых опорах 3, также практически не требующих смазки. Момент передается с втулки 2 на диски скользящей шпонкой 么
Элементами, подверженными достаточно интенсивному износу, в регулируемых шкивах являются шпонки и другие детали, передающие крутящий момент с одного диска на другой или с диска на вал. Кроме того, при передвижении дисков на них возникает
большая сила трения, искажающая осевое воздействие пружин. Для улучшения работы шкивов целесообразно эти элементы располагать на возможно большем радиусе, как это сделано в шкиве по рис. 67. В нем применено несколько шпонок, выполненных из упругого материала. Повышенная их податливость ведет к тангенциальным перемещениям дисков, способствующим лучшему распределению масла по трущимся поверхностям.
Рис. 67. Подпружиненный шкив фирмы WalIwork
При регулируемых шкивах с симметричным движением дисков ремень занимает постоянное осевое положение и направляющие салазок выполняют параллельными плоскости ремня (см. рис. 62). Вместо салазок перемещение двигателя в этом случае может производиться качающимися плитами (рис. 69), два типа которых приведены на рис. 69, а, 6. Конструкции и изготовление их проще, чем салазок.
Определение расчетного усилия, действующего на пружины, и их прогибов производится, как указано в разделе 4.4, в зависимости от требуемой характеристики передачи.
При установке подпружиненного шкива на ведущий вал передача больше приспособлена для работы при постоянной мощности. Однако чаще в целях обеспечения большей долговечности ремня пружину подбирают так, чтобы при переходе на малые диаметры натяжение ремня повышалось возможно меньше. Для этого Ашах принимают больше значения, определяемого по формуле (81а). В этом случае передаваемая мощность будет уменьшаться с понижением скорости вращения ведомого вала.
Рис. 68. Подпружиненный шкив с дисками на шариковых опорахРис. 68. Подпружиненный шкив с дисками на шариковых опорах
Рис. 68. Подпружиненный шкив с дисками на шариковых опорах
Рис. 68. Подпружиненный шкив с дисками на шариковых опорах
В приводах, работающих при М? = const, подпружиненный шкив также устанавливается на ведущий вал. Пружину здесь следует ставить возможно меньшей жесткости, однако во всех
положениях, кроме работы при °тах，натяжение будет избыточным.
Для приближения натяжения ремня к требуемому применяют комбинированное нажатие — пружиной и кулачком (рис. 70). Последний изменяет осевую силу в зависимости от крутящего момента на этом шкиве.
Передачи с двумя регулируемыми шкивами выполняются преимущественно по схеме рис. 3, в с одним пружинным шкивом и с другим регулируемым принудительно, реже по схеме рис. 3, б с обоими принудительно регулируемыми шкивами. В вариаторах первого типа компенсация изменения длины ремня в процессе регулирования производится автоматически пружиной. Поэтому предусматривать специальные компенсирующие устройства нет надобности, что существенно упрощает конструк-
цию передачи.
Валы в передачах могут иметь фиксированное положение, или предусматривается возможность их перемещения. В первом слу-
Рис. 69. Конструкции качающихся плит под двигатель:
поворотная плита; 2 — винт; 3 — основание; 4 ——ось вращения; 5——шарнирная- гайка
чае первоначальное натяжение ремня и подтягивание его по мере вытяжки производится с помощью регулировки пружин. Однако при этом, как указано в разделе 2.3, возможный диапазон регули-
137
рования снижается. Более целесообразна регулировка натяжения изменением межосевого расстояния.
В практике применяются три вида передач с широким ремнем и двумя регулируемыми шкивами: без какого-либо корпуса, с простейшей рамой, связывающей оба вала, и в специальном корпусе в виде отдельного вариатора.
В первых двух случаях в качестве шкивов с пружинами используются те же шкивы, что в и передачах с одним регулируемым шкивом (см. рис. 64 и 66). Отсутствие рамы позволяет сделать один из валов перемещаемым. Это дает возможность легко компен-
Рис. 70. Шкив фирмы Wal Iwork с комбинированным нажатием пружинами и кулачкомРис. 70. Шкив фирмы Wal Iwork с комбинированным нажатием пружинами и кулачком
Рис. 70. Шкив фирмы Wal Iwork с комбинированным нажатием пружинами и кулачком
Рис. 70. Шкив фирмы Wal Iwork с комбинированным нажатием пружинами и кулачком
сировать вытяжку ремня, поддерживать требуемое натяжение и обеспечивает лучшее использование заданного диапазона регулирования.
Шкивы с принудительным регулированием могут выполняться аналогично шкивам для передач стандартными ремнями. На рис. 71 показаны три конструкции таких шкивов для широких ремней. В шкиве по рис. 71, а перемещается только правый диск; в двух других конструкциях перемещение дисков 2 по ступице / симметричное: оно осуществляется вращением корпуса 4 по резьбе в корпусе 3. Последний удерживается от вращения стержнем, который укрепляется на какой-либо неподвижной детали и проходит через отверстие в приливе 6 этого корпуса. Выравнивание перемещений дисков производится рычагом 5 так же, как и в пружинном шкиве (см. рис. 66, б).
В шкиве на рис. 71, в между системами одного и другого дисков введена пружина, способствующая выравниванию осевых сил, 138 -
Рис. 74. Вариатор
с широким рамой
ремнем и простейшей
Рис. 75. Клиноременный вариатор с универсальным корпусом
пус выполнен с отъемными лапками, позволяющими при стандартных деталях по-разному располагать вариатор в пространстве.
В вариаторе фирмы US. Electrical motors (рис. 76) корпус более основательный, двигатель фланцевый.
При конструировании вариаторов с целью хорошего охлаждения ремня должна быть предусмотрена вентиляция корпуса и обдув ремня и шкивов. Для этого в последнем вариаторе на кор-
Рис. 76. Вариатор корпусногоРис. 76. Вариатор корпусноготипа с фланцевым двигателемтипа с фланцевым двигателем
Рис. 76. Вариатор корпусного
Рис. 76. Вариатор корпусного
типа с фланцевым двигателем
типа с фланцевым двигателем
пусе предусмотрены жалюзи, а диски выполнены с лопастями. Вариатор выпускается для мощностей до 50 кВт с Д с 10. При N > 22 кВт применяются два ремня; пружина в этом случае размещается между средними дисками ведомого вала.
Одной из первых клиноременные вариаторы стала выпускать фирма Reeves. На рис. 77 показана одна из последних моделей вариаторов этой фирмы. Ведущий шкив вариатора сидит на консольном валу фланцевого двигателя, а сам вариатор прифланцован к редуктору, что создает весьма компактный привод. Перемещение дисков одностороннее; передвижные диски размещаются в шкивах с противоположных сторон. В вариаторе осевая сила не замыкается на ведущем шкиве, а передается на подшипники вала двигателя. Фирма выпускает вариаторы этого типа с параметрами:
^,кВт, до 1,13 ...11183037
Д 1085,543
На рис. 78 изображен вариатор ВР-1 конструкции ЭНИМС [12 ], рассчитанный для работы при постоянной мощности. С этой целью ведущий шкив 2, сидящий на валу фланцевого электродвигателя сделан пружинным. Ведомый шкив 3 регулируется принудительно. Вариатор может быть снабжен ручным или дистан- 142
ционным управлением. В последнем варианте регулирование производится серводвигателем 5 через червячную передачу, винтовую пару ы；снстему рычагов 6. Для ограничения хода дисков поста-
влены концевые выключатели. Для отсчета угловой скорости ведомого вала на вариаторе устанавливается тахогенератор 4, соединенный с ведомым валом.
16. Техническая характеристика вариаторов ЭНИМС
Типоразмер
Д
Марка электродвигателя
1 X
М кВт *
m2，
Габаритные размеры, мм
3*
W工
min
max
И
L
в
Аб 1-4
А61-6
А52-4
А42-4
А42-4
63X20
63X20
63X20 40X13 40X13
7
5
2,8
13
10
4
3
1030
1030
1030
775
780
800
830
1060
645
830
590
590
590
435
440
400
400
415
150
160
* Мощность Wmln — при длительной N— при кратковременной работе и
** Момент М 2 — на всем диапазоне.
*** Включая массу электродвигателя.
работе на всем диапазоне; п3 > 1500 об/мии.
2727Рис. 78. Вариатор ВР-1 конструкции ЭНИМСРис. 78. Вариатор ВР-1 конструкции ЭНИМС財2 действительны при м2тах. Частоты вращения ведомого вала ограничены значениями м2тах ^ 3200 и 2200 об/мин соответственно при пг = 1500 и 1000 об/мин. Конструкция вариатора МВР-3,36財2 действительны при м2тах. Частоты вращения ведомого вала ограничены значениями м2тах ^ 3200 и 2200 об/мин соответственно при пг = 1500 и 1000 об/мин. Конструкция вариатора МВР-3,36570570Рис. 79. Вариатор ВР-2 конструкции ЭНИМС для работы при постоянном моменте сопротивленияРис. 79. Вариатор ВР-2 конструкции ЭНИМС для работы при постоянном моменте сопротивления
27
27
Рис. 78. Вариатор ВР-1 конструкции ЭНИМС
Рис. 78. Вариатор ВР-1 конструкции ЭНИМС
財2 действительны при м2тах. Частоты вращения ведомого вала ограничены значениями м2тах ^ 3200 и 2200 об/мин соответственно при пг = 1500 и 1000 об/мин. Конструкция вариатора МВР-3,36
財2 действительны при м2тах. Частоты вращения ведомого вала ограничены значениями м2тах ^ 3200 и 2200 об/мин соответственно при пг = 1500 и 1000 об/мин. Конструкция вариатора МВР-3,36
570
570
Рис. 79. Вариатор ВР-2 конструкции ЭНИМС для работы при постоянном моменте сопротивления
Рис. 79. Вариатор ВР-2 конструкции ЭНИМС для работы при постоянном моменте сопротивления
Модификации ВР-2 и ВР-4 вариаторов ЭНИМС (рис. 79) приспособлены для работы при постоянном моменте сопротивления. Для этой цели подпружиненным сделан ведомый шкив. Характеристика всех типоразмеров вариаторов ЭНИМС дана
в табл. 16; выпускаются вариаторы ПО «Псковхимлегмаш». Вариаторы могут изготовляться и в горизонтальном исполнении; КПД их 0,8...0,9. Вариаторы ЭНИМС устарели—диапазон их регулирования и передаваемые мощности существенно ниже возможных.
ВНИИРедуктором разработан ряд клиноременных вариаторов в наиболее распространенном диапазоне мощностей до 15 кВт. Техническая характеристика этого ряда по проекту ГОСТ дана в табл. 17. Приведенные в таблице значения крутящих моментов 144
ВНИИРедуктора представлена на рис. 80. Вариатор рассчитан на передачу постоянного момента 也=0,26 кгс-м при Д = 6; ремень ― 1-В25 по ОСТ 38,5.17—73.
Вариаторы с подпружиненным шкивом обладают нежесткой характеристикой: при изменении нагрузки изменяется осевая
145
so&s^5assx^~qHHBIO9BdmBd -&н§^тал .08 J0dso&s^5assx^~qHHBIO9BdmBd -&н§^тал .08 J0dРис. 81. Мотор-вариатор с рычажным передвижением дисков обоих шкивовРис. 81. Мотор-вариатор с рычажным передвижением дисков обоих шкивовТипоразмерДПри % = ~ 1500 об/мииПри 拉 1 = =1000 об/минМежосе- стояниеМасса, кг^, кВтКГС.М^, кВтAG，ВР-180,370,0920016ВР-280,750,180,550,1925035ВР-361,50,360,3831550ВР-464,00,970,7731580ВР-555,51,331,41400140ВР-65—2,65400160ВР-74-i155,3500250ТипоразмерДПри % = ~ 1500 об/мииПри 拉 1 = =1000 об/минМежосе- стояниеМасса, кг^, кВтКГС.М^, кВтAG，ВР-180,370,0920016ВР-280,750,180,550,1925035ВР-361,50,360,3831550ВР-464,00,970,7731580ВР-555,51,331,41400140ВР-65—2,65400160ВР-74-i155,350025017. Техническая характеристика клииоремеииых вариаторов ВР (по проекту ГОСТ)17. Техническая характеристика клииоремеииых вариаторов ВР (по проекту ГОСТ)
so&s^5assx^~qHHBIO9BdmBd -&н§^тал .08 J0d
so&s^5assx^~qHHBIO9BdmBd -&н§^тал .08 J0d
Рис. 81. Мотор-вариатор с рычажным передвижением дисков обоих шкивов
Рис. 81. Мотор-вариатор с рычажным передвижением дисков обоих шкивов
Типоразмер
Д
При % = ~ 1500 об/мии
При 拉 1 = =1000 об/мин
Межосе- стояние
Масса, кг
^, кВт
КГС.М
^, кВт
AG，
ВР-1
8
0,37
0,09
200
16
ВР-2
8
0,75
0,18
0,55
0,19
250
35
ВР-3
6
1,5
0,36
0,38
315
50
ВР-4
6
4,0
0,97
0,77
315
80
ВР-5
5
5,5
1,33
1,41
400
140
ВР-6
5
—
2,65
400
160
ВР-7
4
-i
15
5,3
500
250
Типоразмер
Д
При % = ~ 1500 об/мии
При 拉 1 = =1000 об/мин
Межосе- стояние
Масса, кг
^, кВт
КГС.М
^, кВт
AG，
ВР-1
8
0,37
0,09
200
16
ВР-2
8
0,75
0,18
0,55
0,19
250
35
ВР-3
6
1,5
0,36
0,38
315
50
ВР-4
6
4,0
0,97
0,77
315
80
ВР-5
5
5,5
1,33
1,41
400
140
ВР-6
5
—
2,65
400
160
ВР-7
4
-i
15
5,3
500
250
17. Техническая характеристика клииоремеииых вариаторов ВР (по проекту ГОСТ)
17. Техническая характеристика клииоремеииых вариаторов ВР (по проекту ГОСТ)
сила и диски этого шкива несколько смещаются, что изменяет передаточное число. Падение угловой скорости ведомого вала в этих вариаторах достигает 8% [12]. Наряду с этими вариаторами выпускаются также передачи с принудительным регулированием обоих шкивов. В них падение угловой скорости значительно меньше. На рис. 81 показан такой вариатор фирмы Wort-
hington с перемещением дисков обоих шкивов рычажной системой. Как показано в разделе 2.2, для сохранения длины контура ремня и его натяжения постоянными по диапазону регулирования пере-
мещения дисков шкивов должны быть разными. Для этой цели в рычажную систему должно вводится корректирующее устройство. Некоторые конструкции и основы проектирования таких корректирующих механизмов применительно к колодочным вариаторам рассмотрены в работе [67]. Метод их расчета действителен и для вариаторов с широким ремнем.
Значительное распространение получили клиноременные вариаторы с широким ремнем, встроенные в различные текстильные, транспортные машины, металлорежущие станки. В них конструкция вариатора тесно увязана с другими узлами машины. Особенно
Рис. 82. Клиноременный вариатор строительной шлифовалки
значительное применение клиноременные вариаторы получили в сельскохозяйственных машинах. Так, в комбайне «Нива» имеется четыре вариатора: двухступенчатые на ходовые колеса (N до 50 л. с. при Д = 2,56) и вентилятор, с двумя регулируемыми шкивами на барабан (N = 18 л. с.) и мотовило.
На рис. 82 изображен вариатор переносной строительной шлифовалки. В нем накрест лежащие диски шкивов перемещаются рычагами от винта. Корректирующего устройства здесь нет, но второй нерегулируемый диск ведущего шкива подпружинен. При изменении необходимой длины ремня в процессе регулирования деформация пружин изменяется, что уменьшает колебание натяжения ремня. Диапазон вариатора Д 10 при ремне сечением 25x7 им. 1
На рис. 83…85 показано несколько вариаторов, встроенных в различные машины. Во всех приведенных конструкциях регулируются оба шкива, один из них подпружиненный. Перемеще- 148
переме- кольце- К суха-переме- кольце- К суха-
переме- кольце- К суха-
переме- кольце- К суха-
ние дисков одностороннее, передвижные диски расположены накрест: на одном шкиве справа, на другом слева.
В конструкции шкивов вариатора станка 1К620 (рис. 83) предусмотрена возможность динамической балансировки. Для этого левые диски снабжены
сухариками, щаюгцимися в вых канавках.
рикам прикреплены лопатки, способствующие лучшему охлаждению шкива [12].
В станке 5К301 (рис. 84) установлен двухскоростной двигатель с п = 920 и 2800 об/мин. Вариатор имеет несимметричный диапазон регулирования: £щах = 2,13；，min = = 0,71. Ступица передвижного диска / размещена во втулке 4, имеющей наружную рез ьбу. Перемещение производится от маховичка через червячную пару 3 гайкой 2. Оба станочных вариатора с пружинами на ведущих шкивах рассчитаны на полное использование мощности двигателя.
Вариатор самоходного шасси СШ-45 служит одновременно и муфтой сцепления (рис. 85). В раздвинутом положении дисков ведущего шкива / ремень ложится Рис. 83. Вариатор токарно-винторезного станка на холостой ролик 2, и1К620
ведомый вал выключается. Управление гидравлическое от трех гидроцилиндров 5. Для .уравновешивания эксцентрично приложенной к подвижному диску осевой силы гидроцилиндры расположены несимметрично: два на дуге обхвата под угл屮i 50° друг к другу и один с противоположной стороны.
Вариатор рассчитан на работу при полной мощности на всем диапазоне, но пружина по условиям компоновки поставлена на ведомый шкив 3. Для уменьшения осевой силы и натяжения ремня прн работе на малых диаметрах ведомого шкива установлен цеп-
Рис. 84. Вариатор зубофрезерного станка 5К301
тробежный компенсатор 4. Сечение ремня вариатора 50x22 мм, передаваемая мощность 25 л. с., диапазон Д 3.
Краснодарским ОКТБ по цепным передачам и вариаторам Министерства сельскохозяйственного и тракторного машиностроения разработаны типовые конструкции клиноременных вариаторов для встраивания в различные сельскохозяйственные машины. Один из этих вариаторов показан на рис. 86. Ведущий шкив с принудительным движением внешнего диска от трех гидроцилиндров. Последние, как и в вариаторе шасси СШ-45, расположены несимметрично. Ведомый шкив подпружиненный. Передача момента 150
с подвижных дисков на неподвижные осуществляется пальцами,с подвижных дисков на неподвижные осуществляется пальцами,расположенными на большом диаметре. Это уменьшает силу,расположенными на большом диаметре. Это уменьшает силу,действующую на пальцы, износ сопряженной пары.Двухступенчатые передачи выполняются с регулированием четырех и двух шкивов. Установим изменение основных параметров двухступенчатых передач с четырьмя регулируемыми шкивами. Отношение предельных скоростей ремня первой ступениmax _ D] St mlnдействующую на пальцы, износ сопряженной пары.Двухступенчатые передачи выполняются с регулированием четырех и двух шкивов. Установим изменение основных параметров двухступенчатых передач с четырьмя регулируемыми шкивами. Отношение предельных скоростей ремня первой ступениmax _ D] St mlnСкорость ремня второй ступениСкорость ремня второй ступени^ = ~60一^ = ~60一冗 "I ^£^£冗 "I ^£^£Наибольшей величины она достигает при Dlx = D* 力з* = °з н °2七=庵，наименьшей —при Dlx = d], °3尤=厶 н D2x — D?・ Отношение предельных скоростей этого ремняНаибольшей величины она достигает при Dlx = D* 力з* = °з н °2七=庵，наименьшей —при Dlx = d], °3尤=厶 н D2x — D?・ Отношение предельных скоростей этого ремня^2 max D1d2D3 П Q8 ?2 min厶&厶1 d?，(143)где Дг — диапазон регулирования первой сту-^2 max D1d2D3 П Q8 ?2 min厶&厶1 d?，(143)где Дг — диапазон регулирования первой сту-пени.пени.При всех шкивахПри всех шкивахсилу трения при движении диска исилу трения при движении диска иРис. 85. Вариатор самоходного шасси СШ-45Рис. 85. Вариатор самоходного шасси СШ-45ми и симметричном регулированиими и симметричном регулированиис одинаковыми предельными диаметрас одинаковыми предельными диаметра°1 max 一 vi mln°1 max 一 vi mln^ax； S^= (Зy = %^=/磨^ax； S^= (Зy = %^=/磨здесь однойздесь одной
с подвижных дисков на неподвижные осуществляется пальцами,
с подвижных дисков на неподвижные осуществляется пальцами,
расположенными на большом диаметре. Это уменьшает силу,
расположенными на большом диаметре. Это уменьшает силу,
действующую на пальцы, износ сопряженной пары.
Двухступенчатые передачи выполняются с регулированием четырех и двух шкивов. Установим изменение основных параметров двухступенчатых передач с четырьмя регулируемыми шкивами. Отношение предельных скоростей ремня первой ступени
max _ D] St mln
действующую на пальцы, износ сопряженной пары.
Двухступенчатые передачи выполняются с регулированием четырех и двух шкивов. Установим изменение основных параметров двухступенчатых передач с четырьмя регулируемыми шкивами. Отношение предельных скоростей ремня первой ступени
max _ D] St mln
Скорость ремня второй ступени
Скорость ремня второй ступени
^ = ~60一
^ = ~60一
冗 "I ^£^£
冗 "I ^£^£
Наибольшей величины она достигает при Dlx = D* 力з* = °з н °2七=庵，наименьшей —при Dlx = d], °3尤=厶 н D2x — D?・ Отношение предельных скоростей этого ремня
Наибольшей величины она достигает при Dlx = D* 力з* = °з н °2七=庵，наименьшей —при Dlx = d], °3尤=厶 н D2x — D?・ Отношение предельных скоростей этого ремня
^2 max D1d2D3 П Q8 ?2 min厶&厶1 d?，
(143)
где Дг — диапазон регулирования первой сту-
^2 max D1d2D3 П Q8 ?2 min厶&厶1 d?，
(143)
где Дг — диапазон регулирования первой сту-
пени.
пени.
При всех шкивах
При всех шкивах
силу трения при движении диска и
силу трения при движении диска и
Рис. 85. Вариатор самоходного шасси СШ-45
Рис. 85. Вариатор самоходного шасси СШ-45
ми и симметричном регулировании
ми и симметричном регулировании
с одинаковыми предельными диаметра
с одинаковыми предельными диаметра
°1 max 一 vi mln
°1 max 一 vi mln
^ax； S^= (Зy = %^=/磨
^ax； S^= (Зy = %^=/磨
здесь одной
здесь одной
»тах =，ЛГ = |/万一предельное передаточное отношение ступени; Д — общий диапазон регулирования.
Если ограничить наибольшую скорость предельно допустимой и = 30 м/с, то минимальная скорость ремня второй ступени (м/с)
составит:
44и2 mmи2 mm10163,1645,353,7610163,1645,353,7625365 ■62,72,025365 ■62,72,0
4
4
и2 mm
и2 mm
1016
3,164
5,353,76
1016
3,164
5,353,76
2536
5 ■6
2,72,0
2536
5 ■6
2,72,0
Как видно, скорость этого ремня изменяется в очень широких пределах. При малых угловых скоростях ведомого вала вторая ременная передача оказывается весьма тихоходной.
Рис. 86. Типовая конструкция вариатора для сельскохозяйственных машинРис. 86. Типовая конструкция вариатора для сельскохозяйственных машин
Рис. 86. Типовая конструкция вариатора для сельскохозяйственных машин
Рис. 86. Типовая конструкция вариатора для сельскохозяйственных машин
(144)(144)Соотношение окружных сил на ремнях находим из равенства крутящих моментов на втором и третьем шкивах
(144)
(144)
Для передачи с симметричным регулированием D3x 二 Dlx, тогда FtJFtl = ix. Следовательно, во всех положениях, кроме положения при i = 1, ремни будут нагружены неодинаково. Большую окружную силу испытывает ремень, движущийся с меньшей скоростью. При работе с постоянным моментом Мш наиболь-
шая окружная сила будет на ремне первой ступени в крайнем положении на ускорение:
где 刀工——КПД одной ступени.
При постоянной мощности Nxn более нагружен второй ремень.
Наибольшая окружная сила на нем при работе на замедление /7 — 102-60iV in imax
Рис. 87. Схемы двухступенчатых соосных вариаторов с широким ремнем и всеми регулируемыми шкивами
Разница в окружных силах, передаваемых обоими ремнями, и колебание скоростей их будут тем значительнее, чем больше диапазон регулирования. Это обстоятельство существенно ограничивает возможности применения двухступенчатых передач. Некоторым их преимуществом является возможность использования более узких ремней, отличающихся лучшей долговечностью.
Таким образом, двухступенчатые передачи со всеми переменными шкивами следует выполнять лишь для диапазонов регулирования в пределах Д = 10..《16. При меньших диапазонах целесообразно применять более простые одноступенчатые передачи.
В рассматриваемых передачах перемещение дисков одностороннее. Подвижные диски в каждой ступени располагаются на одном валу справа, на другом слева. Передачи могут быть выполнены соосными, когда геометрические оси ведущего и ведомого валов располагаются на одной прямой, а также с параллельным расположением всех валов.
По способу перемещения дисков могут быть осуществлены следующие схемы:
с принудительным перемещением двух дисков на шкивах промежуточного вала или на шкивах ведущего и ведомого вала
ным размещением подпружиненных шкивов
(рис. 87, а) и со свободным перемещением двух остальных дисков (передачи с плавающими дисками);
с принудительным передвижением дисков на двух шкивах и с двумя другими пружинными шкивами (рис. 87, 6 и 8);
с принудительным перемещением дисков всех четырех шкивов (рис. 87, г).
Испытания двухступенчатых вариаторов с двумя плавающими дисками, проведенные Б. Н. Ивановым [34], а также И. И. Во-, робьевым, показали, что при изменении нагрузки эти диски самопроизвольно смещаются. Это ведет к изменению угловой скорости ведомого вала, достигающему 10...15%. КПД вариатора пониженный—— 0,6...0,83. Эти недостатки объясняются тем, что осевые силы на плавающих дисках обеих ступеней автоматически выравниваются, в то время как окружные силы, передаваемые ремнями, различны. В этих условиях наиболее нагруженный ремень оказывается натянутым недостаточно.
Вследствие указанных особенностей применять передачи с само- устанавливающимися дисками не рекомендуется.
В двухступенчатых передачах по схемам рис. 87, 6 н 8 c двумя подпружиненными и двумя шкивами с принудительной регулировкой имеется возможность обеспечить каждому ремню свое натяжение и приблизить его к требуемому. Меняя положение шки
вов с пружинами, можно изменять силовую характеристику вариаторов (рис. 88).
В двухступенчатых вариаторах с подпружиненными шкивами падение скорости вращения под нагрузкой также очень существенно. Испытания Б. Н. Иванова [34] показали, что жесткость характеристики вариатора и его КПД могут быть повышены только применением принудительного движения дисков всех четырех шкивов.
Рис. 90. Унифицированный шкив с плавающим диском для двухступенчатых передач сельскохозяйственных машинРис. 90. Унифицированный шкив с плавающим диском для двухступенчатых передач сельскохозяйственных машинРис. 89. Схема двухступенчатого вариатора с перемещаемым блоком регулируемых шкивовРис. 89. Схема двухступенчатого вариатора с перемещаемым блоком регулируемых шкивовПолучили некоторое распространение двухступенчатые передачи с ведущим и ведомым шкивами постоянного диаметра и переменными шкивами промежуточного вала (см. рис. 3, г). Диски последних шкивов объединены в один блок / и размещаются на качающемся рычаге 2 (рис, 89). Наружная или внутренняя пара Дисков блока / делается плавающей. Регулирование достигается поворотом рычага 2・
Рис. 90. Унифицированный шкив с плавающим диском для двухступенчатых передач сельскохозяйственных машин
Рис. 90. Унифицированный шкив с плавающим диском для двухступенчатых передач сельскохозяйственных машин
Рис. 89. Схема двухступенчатого вариатора с перемещаемым блоком регулируемых шкивов
Рис. 89. Схема двухступенчатого вариатора с перемещаемым блоком регулируемых шкивов
Подобная передача применена из условий компоновки в комбайнах СК-3, СК-4, «Нива» и «Колос». Положение точки качания
рычага подбирается так, чтобы натяжение обоих ремней не изменялось при регулировании. -
На рис. 90 дана унифицированная конструкция промежуточного шкива с плавающим средним диском для подобной двухступенчатой передачи сельскохозяйственных машин.
Вариаторы этой схемы имеют следующие недостатки. Скорость ремня второй ступени изменяется в широких пределах: отношение ^max^amm = 〃 = ^max, тогда как в одноступенчатых передачах это отношение равно fmax. В вариаторе комбайна «Нива» при Д = 2,56, t^max = 43 м/с и У2т1п = " м/с. Окружные силы на обоих ремнях в ^ раз больше одна другой. Осевые силы на ведущем шкиве второй ступени и ведомом первой ступени должны быть различными, при плавающих же дисках они равны. В результате один из ремней работает на некоторых режимах с избыточным коэффициентом тяги в условиях, близких к буксованию. ,При наличии двух ремней внутренние потери выше, а КПД ниже, чем в одноступенчатых передачах. В то же время по диапазону регулирования они равноценны. Практика эксплуатации вариаторов на ходовую часть комбайнов подтверждает их неудовлетворительную работу, хотя при малых мощностях вследствие простоты конструкции они вполне применимы.
РАСЧЕТ ВАРИАТОРОВ С ШИРОКИМ РЕМНЕМ
При расчете передачи с широким клиновым ремнем и установлении ее размеров необходимо учитывать:
геометрию передачи, обеспечивающую осуществление -регулирования в заданном диапазоне;
долговечность ремней и КПД передачи;
тяговую способность передачи.
Первые два условия определяют выбор относительной ширины V, угла канавки ср и отношения § минимального диаметра к высоте ремня. Зависимости этих величин от характеристики передачи определяются формулами (27) и (28), влияние их на ее работу рассмотрено в разделе 3.3. Выбор этих параметров дан в разделе 5.2,
Допускаемое полезное напряжение зависит от натяжения, угла обхвата, скорости ремня, относительной величины малого диаметра и требуемой долговечности. Величина его может быть определена из зависимости (135).
Из анализа потерь в клиноременной передаче (см. раздел 4.7) следует, что основные из них значительно возрастают с уменьши нием диаметра шкивов и с уменьшением поперечной жесткости, т. е. с увеличением относительной ширины v. Кроме того, при дей^ ~ ствии сжимающих ремень осевых сил и малой толщины ремня устойчивость его в канавке оказывается пониженной. Поэтому натяжение ремня и полезное напряжение следует снижать с уменьшением относительного диаметра шкива и с увеличением отно* 156
сительной ширины v. На основании практических данных для предварительного расчета допускаемое полезное напряжение можно принимать
因=(20 - 4v)今 кгс/см2.(145)
Формула (145) получена из анализа рабочих параметров существующих вариаторов с учетом влияния скорости и угла обхвата. Поэтому полученные по ней значения [k ] корректировать в зависимости от этих факторов нет надобности.
Для передачи с ограниченным сроком службы ремня, например, сельскохозяйственных машин, допускаемые напряжения можно значительно увеличивать (на 50...60%) с последующей проверкой долговечности ремня.
В табл. 15 по приложению к ОСТ 38.5.17—73 приведены мощности “о, допускаемые для клиноременных вариаторов с симметричным регулированием при скорости и = 20 м/с, угле обхвата а = 180° и спокойной работе. Мощность, допускаемая при данных условиях,
N = Ns*(146)
Коэффициент А】 учитывает влияние угла обхвата и берется при а° 180170160150140130120
財10,980,950,920,890,860,83
Коэффициент Е учитывает влияние скорости и при
V 5101520253035
后 0,300,600,851,001,101,050,90
Анализ этих данных показывает, что влияние скорости необоснованно завышено, особенно при и > 20 м/с. В вариаторах с подпружиненными шкивами центробежные силы увеличивают напряжение в ремне, но на тяговую способность влияют слабо,
Влияние характера нагрузки и продолжительности работы на протяжении суток учитывают коэффициентом 々з, значения которого берутся теми же, что и для нерегулируемых клиноременных передач (см. ГОСТ 1284.3—80).
Для вариаторов с несимметричным регулированием обоих шкивов допускаемая мощность может быть повышена на 10%; а для вариаторов с одним регулируемым шкивом снижается при постоянном ведущем шкиве на 10% и при постоянном ведомом на 20%. Последнее не оправдано: в передаче с постоянным ведомым шкивом, как правило, » > 1, больший диаметр этого шкива и больший угол обхвата повышают тяговую способность и долговечность ремня, снижают потери.
В проектном расчете, когда неизвестны сечения ремня и размеры шкивов, удобно вначале находить наименьший расчетный
диаметр шкива. Для этого представим площадь сечения широкого ремня в виде
Если передача работает при постоянной мощности М то
F — 1°2N 102.60•100^
Здесь и ниже диаметры шкивов даны в см. С другой стороны,
凭 шах =因 SiZ = [k] z 爲 d；・(147)
Приравнивая правые части последних выражений, получаем 山二58y 篇然,(148)
здесь ^1 в кВт, [k] в кгс/см2.。
По формуле (148) может быть определен наименьший расчетный диаметр ведущего шкива для любых передач, работающих при ^ = const, как с одним, так и с двумя регулируемыми шкивами с симметричным и несимметричным регулированием. Отношением 9 задаются для меньшего шкива. Если при несимметричном регулировании d2 <&工，то ^2 <С ^i, и в последнюю формулу вводят 必=鶴3!电(149) 2，max + 1 ，min
В передачах с двумя регулируемыми шкивами, работающих при постоянном моменте сопротивления М^ окружная сила
广/max —у
Для передачи с симметричным регулированием и несимметричным при d2 < d] заменим в формуле (147) ^ и ^ на ^ и д2 и, приравняв к последнему выражению, получим
厶=/ 需:，、(150)
здесь крутящий момент М2 в кгс-см.
При несимметричном регулировании и di < d2 выбирают отношение 9工,а в формулу (150) вводят ^2, определяемое из выражения (149).
Для передач с одним регулируемым ведущим шкивом, работающих при М2 = const, окружная сила постоянна и составляет
匸2M22M2
1A^i^
Для этих передач наименьший расчетный диаметр (см) ведущего шкива определяется по формуле
(151)
У hnax 因 ZV'丿
Если в последней передаче натяжение осуществляется пру* жиной на ведущем шкиве, то минимальную осевую силу на пружину определяют из формул (70а) или (72) по положению ремня на наибольшем его диаметре. Во всех остальных положениях натяжение ремня будет излишним. Пружину здесь целесообразно брать возможно меньшей жесткости. Расчет ее производят по наибольшей силе в положении ремня на наименьшем диаметре.
Для расчета клиноременного вариатора должны быть даны: мощность N или момент 此 в зависимости от частоты вращения, п, Д и условия работы. Расчет выполняют в следующем порядке.
При несимметричном регулировании задаются imax и из формулы (3) определяют ifflln; при симметричном регулировании из формулы (1а) находят i^ax и imln.
Из выражения (1) определяют /г2тах и /г2т1п и по одной из формул (За), (36), (Зв) отношение Did.
Задаются углом канавки ср, отношением 9 и числом ремней z.
По формуле (27) или номограмме на рис. 58 определяют необходимую относительную ширину ремня v и округляют ее значение в большую сторону до v = 2,25 или 3,1, что соответствует стандартным ремням по табл. 15. При получении еще большей ширины v следует уменьшить угол 屮 и снова пересчитать V или применить ремень специального сечения.
Из зависимости (145) находят [k].
По одной из формул (148), (150) или (151) в соответствии с характеристикой привода находят наименьший диаметр d^ ИЛИ力2・
Определяют размеры ремня: h = d/9, bp = hv и округляют их до стандартных значений по табл. 15, после чего корректируют диаметр сохраняя О.
Как указано в табл. 2, находят остальные расчетные диаметры дисков. При несимметричном регулировании после определения длины ремня и межосевого расстояния их уточняют, пользуясь формулой (15).
По (8) и (9) определяют наибольшие скорости ремня и на ободе шкива и проверяют их допустимость.
Задаются межосевым расстоянием а и по формуле (12а) определяют длину 厶 ремня для крайнего положения, для которого известны диаметры шкивов; при одном регулируемом шкиве — на наибольшем его диаметре. Найденное значение L округляют до стандартного по ряду R-20 или R40.
Из формулы (13) находят окончательное межосевое расстояние о, при одном регулируемом шкиве amln и @皿・ Для передач
с регулируемым межосевым расстоянием определяют пределы его изменения (см. с. 22).
Как указано на с. 125, находят конструктивные диаметры Он и dB шкивов и контрольный размер т.
По формуле (25), определяя зазор А, проверяют возможность регулирования.
14. Из выражения (17) устанавливают перемещение дисков.
Определяют для крайних положений окружные силы и по формулам (53), (57), (70а) и (71а) натяжения ветвей при работе Flt 户2, в покое 户о, а также осевые силы 尸壮 и Fx2.
“16. Рассчитывают пружину.
Делают поверочный расчет ремня.
Поверочный расчет ремня проводят для 6 ... 8 положений, определяемых координатой 尤工 подвижного диска ведущего шкива. Порядок расчета может быть следующим: по координате %工 из формулы (17) находят DX1 и из зависимости (12) Da2, затем передаточное отношение & из формул (11) и (10) углы 丫,仪工,а2, частоту вращения 几2尤 н 口。формуле (123) частоту пробегов 〃尤,по моменту М окружную силу F/, а по характеристике пружины или другого нажимного устройства осевую силу Fx2 и коэффициент
Далее методом итераций, решая совместно зависимость (74) и выражение m 灰，определяют величины ас2, ап2, ш,屮 и из равенства 0^丿；= ас2/^ углы ас1, ап1, по формуле (73) значение У】и из зависимости (706) силу 尸以.Затем определяют силы в ветвях Ец, Fx, F2 и напряжения оц, аъ о2, 0日 и отах. В заключение по формуле (133) целесообразно сделать оценку возможной долговечности ремня.
Пример 2. Рассчитать регулируемую клиноременную передачу от электродвигателя 4А112М4 мощностью ^ = 5,5 кВт при г% = 1445 об/мин в приводе пластинчатого транспортера. Диапазон регулирования 〃 = 5, желательно tmax = 3. Привод работает при постоянном моменте сопротивления М2- Конструкция передачи по рис. 72. Ориентировочно межосевое расстояние 450…500 мм.
Решение.
Минимальное передаточное отношение по формуле (3)
.imax 3 а
train =
Частота вращения ведомого вала
拉 2 max — 7拉 2 max — 714450,61445314450,614453= 2408 об/мив;= 2408 об/мив;=482 об/мин.=482 об/мин.
拉 2 max — 7
拉 2 max — 7
1445
0,6
1445
3
1445
0,6
1445
3
= 2408 об/мив;
= 2408 об/мив;
=482 об/мин.
=482 об/мин.
■3. Момент на ведомом валу.
Согласно рис. 1, 6 полная мощность реализуется при гтщ, тогда
Mg = 974 可工=974 口懿9 = ?内。кгс.Мв«2 max2408
кпд вариатора принят т] = 0,9.
На основании формулы (149)
5 Umax 4~ 1) 4 =25
^1 (imin +1)1,6*
Принимаем ремень из ряда 1-В с относительной шириной v = 3,1, угол канавки (р = 26°. При этих данных и D/d = 2,5 по номограмме рис. 58 можно принять относительный диаметр 令】=8. Относительно большое значение О обеспечивает повышенную долговечность ремня.
По зависимости (145) допускаемое полезное напряжение
令8
固=(20 — 4v) -ур = (20 — 4-3,1) -jy = 6 кгс/см2.
По формуле (150) наименьший расчетный диаметр ведомо го шкива
dg ^=dg ^=? 他]2V? 他]2V^ Л 2-200 U22У 631^ Л 2-200 U22У 631=14,5 см;=14,5 см;
dg ^=
dg ^=
? 他]2V
? 他]2V
^ Л 2-200 U22
У 631
^ Л 2-200 U22
У 631
=14,5 см;
=14,5 см;
t max 4~ 1imln + 1t max 4~ 1imln + 15 =5 =^2^2 max^2^2 maxа(1Т)а(1Т)=254 мм.,=254 мм.,
t max 4~ 1
imln + 1
t max 4~ 1
imln + 1
5 =
5 =
^2^2 max
^2^2 max
а(1Т)
а(1Т)
=254 мм.,
=254 мм.,
при этом
Наибольший расчетный диаметр ведущего шкива
Здесь общая потеря скорости принята | = 0,05.
Размеры ремня
&&=[° - Q 12 мм;=[° - Q 12 мм;6p — Av = 12*3,1 = 37,2 мм.6p — Av = 12*3,1 = 37,2 мм.
&
&
=[° - Q 12 мм;
=[° - Q 12 мм;
6p — Av = 12*3,1 = 37,2 мм.
6p — Av = 12*3,1 = 37,2 мм.
По табл. 6 берем стандартный ремень 1-В40 кордшнуровой зубчатый с размерами: 6р = 40 мм,九=13 мм, hp = 3,2 мм, площадью S】=5,08 см2 и массой q = 0,63 кг/м. -
Принимая межосевое расстояние а = 450 мм, по (12а) определяем длину ремня L = 1532 мм. Ближайшая стандартная длина L = 1600 мм, тогда ремень ГВ40-1600Ш —зубчатый ОСТ 38.5.17—73.
Окончательное межосевое расстояние по формуле (13) будет а = =483 мм. Для компенсации отклонений в размерах и вытяжки межосевое расстояние должно изменяться в пределах: amln = а — 0,015L = 461 мм и 〃тах = =0Q3L = 533 мм.
По формуле (15) при отношении диаметров t^ax = tmax (1 —三)=2,85 наименьший диаметр ведущего шкива 心 =102 мм, что больше минимального допустимого по стандарту d^^ = 71 мм (см. табл. 15). Наибольший диаметр ведомого шкива .
°2 = 4県ах = 102-2,85 = 290 мм. '
Конструктивные размеры шкивов (см. рис. 57)
Phi = £\ + 2с * 262 мм; Az = 5 + 2с * 298 мм;
dBj =厶一2九工 a 82 мм и JB2 = &2—»i а 125 мм.
При ЭТОМ Принято： С « ftp；九1 = /l —— 九p.
Наименьший зазор между дисками ведомого шкива по формуле (25) А = Ьр — (D^ 一 dg 十 2Aj) tg -2- = 3 мм,
что допустимо.
Перемещения дисков по формуле (17):右=17,5 мм и х2 == 16,7 мм.
Приведенные коэффициенты трения
1611616 Б. А. Пронин н др.
161
161
2 修％d— 2・16,7・47,5尸*2d — Fx^D47,5—232 修％d— 2・16,7・47,5尸*2d — Fx^D47,5—23/； = —= 1,65 и % =回^= 0,75.sin 啰sin 号 + f sin ₽ cos 等
2 修％d— 2・16,7・47,5
尸*2d — Fx^D47,5—23
2 修％d— 2・16,7・47,5
尸*2d — Fx^D47,5—23
При этом принято: f = 0,35,屮 = 26° н § = 30°. Дальнейший расчет ведем для
двух крайних положений.
16. Скорость ремня (м/с)При imaxПри imln
g2^1；7,719,2
17. Окружная сила (кгс)
Ft = 2M2/'°2х13,827,6
18. Углы обхватаJ а】=158° = 2,76 рад 193° = 3,36 рад
по формуле (10а)(物=202° = 3,52 рад 167° = 2,92 рад
19. Углы скольжения ас и значения m и ip. В данном случае для обоих поло-
женин тяговая способность лимитируется ведомым шкивом, так как для него произведение а/ меньше.
Принимаем ссс2 = 0,60^
2,11 рад
1,75 рад
Угол скольжения %〔 =К
0,96
0,8
Углы сцепления сспх = % — «&
1,80
2,56
a口2 = a2 — %2
1,41
1,17
Значения 加=
4,85
3,7
Коэффициент тяги 屮= (加—1)/(/и + 1)
0,658
0,575
20. Силы в передаче.
Натяжение от
центробежных сил (кгс)
4,0
25 .
Натяжения
21,4
62,8
ветвей (кгс)
[&=击…
7,6
35,2
Осевые силы (кгс):
по формуле (70а) %
44
115
по формуле (71а) Fx2
23
47,5
Пружина при
М? = const ставится на
ведомый шкив.
Рассчитывается по
尸х2шах — 86,5 кгс,
число ее витков определяется по полной
деформации, опре-
деЛяемои по формуле (80):
九max
64,7 мм.
5.5. КЛИНОРЕМЕННЫЕ ВАРИАТОРЫ ТРАНСПОРТНЫХ СРЕДСТВ
Клиноременные вариаторы нашли широкое применение в автоматических трансмиссиях транспортных средств: мопедах, мотороллерах, мотосанях; начинают применяться в микромотоциклах, мотоуборочных машинах.
Применение в этих машинах клиноременного вариатора позволяет осуществить автоматизацию трансмиссии простейшими средствами без использования сложной электроники, упрощает управление машиной, так как водитель манипулирует только одной ручкой или педалью газа. Это в свою очередь повышает, безопасность движения. Кроме того, наличие клиноременного вариатора упрощает трансмиссию, обеспечивает использование
двигателя на оптимальных режимах и уменьшает токсичность выхлопных газов.
Как известно, передаточное отношение трансмиссии транспортных средств должно изменяться в зависимости от скоростного и силового режима их работы. Для автоматизации управления клиноременным вариатором используется зависимость осевых сил от передаточного отношения и нагрузки передачи.
Если регулируемым дискам предоставить свободу в осевом направлении и сделать осевые силы зависимыми от частоты вращения и передаваемого момента, то при изменении этих параметров диски будут автоматически перемещаться до установления
Рис. 91. Нажимные устройства клиноременных вариаторов:а — центробежное шариковое; 6 — центробежное рычажное; в — кулачковоеРис. 91. Нажимные устройства клиноременных вариаторов:а — центробежное шариковое; 6 — центробежное рычажное; в — кулачковое
Рис. 91. Нажимные устройства клиноременных вариаторов:
а — центробежное шариковое; 6 — центробежное рычажное; в — кулачковое
Рис. 91. Нажимные устройства клиноременных вариаторов:
а — центробежное шариковое; 6 — центробежное рычажное; в — кулачковое
нового равновесного состояния, изменяя передаточное число в соответствии с новым режимом.
В качестве средств, воздействующих на осевые силы, применяют пружины сжатия и кручения, центробежные, кулачковые и вакуумные устройства. Комбинируя эти устройства и подбирая ‘их характеристики, можно добиться необходимого закона изменения передаточного отношения по скорости движения машины и нагрузке.
На ведущих шкивах вариаторов мотосредств ставят, как правило, центробежные нажимные устройства, шарикового или рычажного типа.
Осевая сила (кгс), развиваемая шариковым устройством (рис. 91, а),
ЛшЛш7ra2щКц. MlCOS(Pi COS 屮含90丽(中1 +屮2)7ra2щКц. MlCOS(Pi COS 屮含90丽(中1 +屮2)(152)(152)
Лш
Лш
7ra2щКц. MlCOS(Pi COS 屮含
90丽(中1 +屮2)
7ra2щКц. MlCOS(Pi COS 屮含
90丽(中1 +屮2)
(152)
(152)
где m — масса шара, кг; гш — число шаров; пг — частота вращения шкива; Ф1 и ф2 — углы направляющих конусрв;R*t —
радиус центра тяжести шара (м), связанный с перемещением 尤工 регулируемого диска зависимостью
■+ *‘(153)
Осевая сила, развиваемая рычажным центробежным устройством (рис. 91, б),
尸 mzpR^ ^ "sina
忆90—Т^Г，，(154)
где tn — масса одного груза, кг; Np — число рычагов-грузов; % %，a, р — радиусы и углы рычага по схеме/
Радиус центра тяжести груза
т — ТО 十 ％ sin Во - sin В %(
где а。н В。一 углы при 7?ц.т.о.
Для обоих устройств А&то —— радиус центра тяжести шара или груза в исходном положении, соответствующем imax и / = 0・
Из зависимостей (152) и (154) видно, что осевая сила, создаваемая центробежным устройством, зависит от частоты вращения ведущего шкива (вала двигателя) и координаты положения регулируемого диска.
Осевая сила, развиваемая пружиной сжатия, зависит только от перемещения х соответствующего диска:
尸九叩=尸叩о + &*•(156)
Здесь Fnp0 ——минимальная сила пружины в крайнем положении подпружиненного диска; Сп —■ жесткость пружины, кгс/мм. Кулачковое устройство (рис. 91, б) реагирует на изменение нагрузки, и осевая сила, развиваемая им при передаче крутящего момента М, Jk = 7^^T，(157)
где & ——средний радиус кулачка; Р ——угол подъема кулачка на среднем цилиндре; рк — угол трения.
В формуле (157) знак плюс — при сближении дисков данного шкива и знак минус — при их раздвижении при установившемся режиме рк = 0. Как видно, трение на кулачке существенно влияет на осевую силу и искажает реакцию нажимного устройства на изменение крутящего момента. Поэтому целесообразно в кулачковом устройстве заменять тренне скольжения трением качения.
Кулачки и пружины могут ставиться или по отдельности, или в сочетании друг с другом, или с центробежным устройством. Рациональна комбинация кулачка с пружиной кручения, замыкающей кулачковую пару. В этом случае общее осевое усилие, 164
создаваемое через кулачок как крутящим моментом М, проходящим через эту пару, так и пружиной, будет
(158)(158)М + °屮(То + Ух)「к tg (В 士 Рк)—
(158)
(158)
где Сф ——крутильная жесткость пружины, кгс-м/рад; (р0 ——начальный угсл закрутки пружины в положении ремня на наибольшем диаметре этого шкива; (рх = 2л дополнительный
Рис. 92. Шкивы автоматического клиноременного вариатора мопеда фирмы Motobecan: а ——ведущий; 6 — ведомыйРис. 92. Шкивы автоматического клиноременного вариатора мопеда фирмы Motobecan: а ——ведущий; 6 — ведомый
Рис. 92. Шкивы автоматического клиноременного вариатора мопеда фирмы Motobecan: а ——ведущий; 6 — ведомый
Рис. 92. Шкивы автоматического клиноременного вариатора мопеда фирмы Motobecan: а ——ведущий; 6 — ведомый
угол закрутки при смещении 尤您;рк ——шаг винтовой поверхности кулачка.
Если в подобной комбинации пружина работает также и на сжатие, то полное осевое усилие, создаваемое этим устройством,
Г*к・П— Гк tg (p + pK)十 ％p0 in%2・(20，
Обзор вариаторов мотосредств дан в работе [531. Приведем некоторые конструкции.
На рис. 92, а дана хорошо зарекомендовавшая себя конструкция вариатора мопеда фирмы Motobecan. Ведущий шкив выполнен с центробежным нажимным устройством / шарового типа. Диски ■ шкива сидят на валу двигателя вхолостую и соединяются с ним двумя центробежными муфтами: колодочной 2, служащей для запуска двигателя на ходу мопеда, и лепестковой 3, включающей вариатор по достижении валом, двигателя определенной частоты
вращения (при вывешенном ведущем колесе). Ведомый шкив (рис. 92, 6) нерегулируемый, межосевое расстояние изменяется. На вариаторе поставлен зубчатый ремень сечением 18 X X 8 мм. Передаточное отношение i = 4,69 ... 2,69.
Рис. 93. Автоматический вариатор мото- ”роллера TinaРис. 93. Автоматический вариатор мото- ”роллера TinaВ вариаторе мотороллера «Tina» фирмы Triumf (рис. 93) регулируются оба шкива. Ведущий шкив муфт сцепления не имеет, функции последних выполняет сама ременная передача. В выключенном положении ремень ложится на подшипник. Центробежное устройство шариковое. Ведомый шкив, сидящий на валу понижающего редуктора, подпружиненный. Между ступицами ^левого неподвижного дисками правого подвижного введен кулачковый нажимной механизм в виде спирального паза в одной ступице и штифта, закрепленного в другой. Через этот механизм передается половина крутящего момента, и он корректирует осевое усилие по нагрузке.
Рис. 93. Автоматический вариатор мото- ”роллера Tina
Рис. 93. Автоматический вариатор мото- ”роллера Tina
Вариатор рассчитан на мощность двигателя 4,5 л. с. при п — 5000 об/мин. Ремень зубчатый сечением 22х 11 мм, диаметры шкивов Dlx — =56 ... 120 мм, О2х = =168 ... 120 мм, диапазон регулирования Д = 3.
На рис. 94 представлена одна из первых конструкций
ВНИИМотопрома вариатора для мопеда. Ведущий шкив без муфт сцепления, центробежное устройство рычажного типа. В вариаторе мопеда «Селена» ВНИИМотопрома (рис. 95) ведущий шкив выполнен по
схеме вариатора Motobecan (см. рис. 92), но с обоими подвижными дисками, что обеспечивает работу ремня без перекосов. Ведомый шкив также регулируемый. Ремень сечением 14,5x7,5 мм, диапазон регулирования Д = 2,2. В последующей конструкции
Подобного ЁариаТора в ведутЦий Шкив меаду дисками йбёдей кулачковый механизм, который ослабляет действие центробежного устройства, дающего избыточную осевую силу при уменьшении передаточного отношения.
Другой класс составляют автоматические клиноременные вариаторы мотонарт на мощность до 30 ... 35 л. с. Наиболее харак* терная конструкция такого вариатора дана на рис. 96. Ведущий
Рис. 94. Автоматический вариатор ДВ-51 ВНИИ- Мотопрома
шкив снабжен рычажным центробежным нажимным устройством 1 и противодействующей ему пружиной 2. Одновременно он выполняет функции муфты сцепления. В выключенном положении ремень лежит на подшипнике 3.
Осевое усилие на ведомом шкиве обеспечивается кулачком 5,. соединяющим левый подвижный диск с валом, и пружиной 4, работающей на сжатие и кручение. Предварительная закрутка этой пружины создает через кулачок часть начальной осевой силы.:
При малых частотах вращения (примерно до 2300 об/мин) осевое усилие, создаваемое центробежным устройством, меньше
Рис. 95. Автоматический вариатор мопеда «Селена» ВНИИМото- промаРис. 95. Автоматический вариатор мопеда «Селена» ВНИИМото- прома(161)(161)Рис. 96. Автоматический вариатор мото- нартРис. 96. Автоматический вариатор мото- нарт
Рис. 95. Автоматический вариатор мопеда «Селена» ВНИИМото- прома
Рис. 95. Автоматический вариатор мопеда «Селена» ВНИИМото- прома
(161)
(161)
Рис. 96. Автоматический вариатор мото- нарт
Рис. 96. Автоматический вариатор мото- нарт
силы пружины 2, диски ведущего шкйЬа разведены й ^рансмйссйй выключена. При дальнейшем увеличении частоты вращения вала двигателя подвижный диск ведущего шкива сжимает ремень и начинается разгон мотонарт. До тех пор пока натяжение ремня,
создаваемое нажимным устройством ведущего шкива, не может преодолеть осевую силу на ведомом шкиве, разгон происходит при положении вариатора на imax. При еще больших частотах ведущего вала или при уменьшении осевой силы на ведомом шкиве за счет снижения момента сопротивления происходит автоматическое уменьшение передаточного отношения вариатора вплоть до достижения imln.
Осевые силы, создаваемые в данном вариаторе, определяются на ведущем шкиве по формулам (154), (155) и (156) и в общем виде будут
尸*1 =(内 + q2*i)九:一尸up I. о —以1勺，(160)
168
на ведомом шкиве согласно формуле (159) A2 H 尸叩 2. 0 +a3*2 +
Здесь 近 и а? — постоянные центробежного устройства; а3
постоянная, зависящая от продольной и крутильной жесткости пружины 4 и характеристики кулачка; 〃4 — постоянная кулачка; 尸№ 1.0 и 尸пр 2. о — начальные силы сжатия пружин; СП1 一 жесткость пружины ведущего шкива.
Как видно, осевая сила % зависит от частоты вращения вала двигателя, сила 尸八2 — от момента сопротивления и обе эти силы —от положения дисков, определяемых координатами 修 и &. Следовательно, положение дисков и передаточное отношение вариатора зависят от нагрузки и частоты вращения двигателя.
Хорошо зарекомендовала себя автоматическая трансмиссия с клиноременными вариаторами автомобиля DAF (рис. 97). Автоматическое регулирование достигается воздействием центробежного устройства 7 и вакуума, создаваемого в правой или левой полости камеры 8. Ведомый шкив подпружинен.
При отпущенной педали газа частоты вращения вала двигателя и ведущего шкива минимальны; разрежение при этом перекрыто. В результате этого
осевое усилие ведущего шкива минимально и пружина ведомого ставит диски в положение, соответствующее imax- По мере увели
чения частоты вращения двигателя осевая сила, создаваемая центробежным устройством, вытесняет ремень на больший диаметр £\一口
169
тюка не установится определенное соотношение между 尸打 и F2v, соответствующее требуемой скорости. При увеличении разрежения в правой полости осевое усилие Flx также возрастает, что rro*e способствует уменьшению передаточного отношения вариа-
■ Рис. 97. Клиноременный вариатор малолитражного автомобиля DAF:
а — общий вид； 6 — разрез ведущего шкива; / ——коническая передача； 2 — ведущий шкив вариатора; 3 — ремень; 4 — ведомый шкив;
5 — зубчатая передача; 6 — задняя полуось; 7 — центробежный регулятор; 8 — вакуумная камера
тора. Для торможения двигателем вакуум создается в левой полости, что резко повышает передаточное отношение. Включение трансмиссии производится автоматически центробежной муфтой.
Параметры вариатора автомобиля модели DAF-750 следующие: .диаметры шкивов Dlx 92 ... 194 мм,。岂汇=204 …95 мм, регулирование близко к симметричному с диапазоном Д = 4,55,
ремень зубчатый сечением 32 X 14 мм, угол канавки 26°, мощность двигателя 26 л. с. при п1 = 4000 об/мин, наибольший момент на ведущем валу каждого вариатора 4,9 кгс-м. В более поздней модели автомобиля DAF-55 при том же ремне мощность двигателя повышена до 55 л. с. при пх = 5000 об/мин.
В этой трансмиссии регулирование производится по частоте вращения двигателя и нагрузке с характеристикой, приведенной на рис. 98. Благодаря вакуумному устройству область регулирования (на схеме заштрихована) весьма широкая, что дает возможность при малых нагрузках использовать двигатель на малых частотах вращения (нижняя кривая).
На рис. 99 приведен клиноременный вариатор, использованный в механизме поворота -гусеничного снегохода. Валы вариатора соединены с полуося-
〃夕 objMiin〃夕 objMiinиз по- бла-из по- бла-Рис. 99. Клнноременнын вариатор в механизме управления гусеничного снегохода-Рис. 99. Клнноременнын вариатор в механизме управления гусеничного снегохода-ми ведущих звездочек гусениц. При выведении вариатора ложения i = 1 полуоси вращаются с разными скоростями, годаря чему происходит поворот машины.
〃夕 objMiin
〃夕 objMiin
из по- бла-
из по- бла-
Рис. 99. Клнноременнын вариатор в механизме управления гусеничного снегохода-
Рис. 99. Клнноременнын вариатор в механизме управления гусеничного снегохода-
Проектирование клиноременных вариаторов мототранспортных средств ведут так же, как стационарных вариаторов. Передаточные отношения imax и imin устанавливают из общей разбивки передаточного отношения трансмиссии.
Параметры вариаторов -принимают: угол клина шкивов <р = 25 ... 28°, относительный минимальный диаметр ^ = 5,5 ... 6,
Рациональность выбраннойРациональность выбранной
Рациональность выбранной
Рациональность выбранной
ремни наиболее подходят из ряда 2-В (см. табл. 6) с относительной шириной V = 2,25.
Учитывая допустимость меньшего срока службы ремня и кратковременность работы вариатора на наименьшем диаметре 厶 при Мщах, допускаемое полезное напряжение для вариаторов мототранспортных средств принимают повышенным: для мопедов и мотороллеров (々1 = 15 кгс/см2; для мотонарт до 30 кгс/см2.
Расчетным является положение при imax и передаче наибольшего момента двигателя Мг. Расчет ведется по формуле (148), в которую вместо отношения "1/九1 вводят /， 心/97 400.
財 После определения осе- ‘2 вых сил 尸启 и 尸к? в крайних положениях выбирают ⑨вид нажимных устройств
обоих шкивов и их харак- 8теристики так, чтобы со
здаваемые ими осевые силы s были возможно ближе к требуемым. Желательно 4 характеристики нажимных устройств принимать та- 2 кими, чтобы коэффициент тяги на всем диапазоне был бы в пределах оптимальных значений 屮= иа- = 0,5 ... 0,8, что обеспечивает и наибольший КПД вариатора.
лы и параметров вариатора сле
дует проверить детальным поверочным расчетом. Последний проводят для нескольких значений момента двигателя в том же порядке, что и для стационарных вариаторов (см. с. 160). В отличие от последних частота вращения вала двигателя в подобной трансмиссии зависит от нагрузки. Поэтому начало поверочного расчета ведут при неизвестной частоте ^. После определения осевой силы 尸启 из формулы, характеризующей нажимное устройство ведущего шкива [типа зависимости (152) ], находят частоту вращения 孔口 по которой устанавливают скоростной режим работы трансмиссии. Сопоставление полученного значения 孔i при данном моменте двигателя с внешней его характеристикой указывает на реальность данного режима.
На рис. 100 приведен, для примера, график изменения основных параметров вариатора мотонарт, полученный из подобного 172
поверочного расчета. Из графика 2и%но, что в данном случае характеристика нажимных устройств подобрана так, что осевые силы 尸尤1 и 尸х2 изменяются соответственно передаваемому моменту 检，что обеспечивает работу вариатора почти при постоянном коэффициенте тяги 屮.При этом большая часть осевой силы 尸х2 создается кулачком за счет момента М2 и малая ее часть за счет закрутки пружины Fnp(p и ее сжатия Fnpx. Получение из расчета подобных графиков для ряда моментов М^ и построение на их основе тяговой характеристики по примеру графика рис. 98 дает полную характеристику7 вариатора и всей трансмиссии.
Глава 6
ТЕОРИЯ И ОСНОВЫ РАСЧЕТАФРИКЦИОННЫХ ВАРИАТОРОВ
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Фрикционная передача позволяет легко осуществить бесступенчатое регулирование скорости, вследствие чего фрикционные вариаторы получили широкое применение.
Благодаря тому, что фрикционная пара включает детали, являющиеся реальным воплощением соответствующих аксоид в относительном движении, она может наиболее точно обеспечить мгновенное значение передаточного отношения.
Не следует возлагать на фрикционную пару функции предохранительного звена при перегрузках, так как при буксовании на ведомом колесе образуется местный износ, приводящий впоследствии к возникновению вибраций и ударов, а также к интенсивному износу.
Фрикционным передачам свойственны существенные недостатки: большие давления на валы и опоры, связанные с использованием сил трения в их работе; нежесткость характеристики передачи; малая долговечность при больших давлениях; геометрическое скольжение в зонах контакта, снижающее КПД и срок службы передачи. Однако все эти недостатки могут быть в значительной степени устранены или ослаблены рациональным конструированием передач. В этом направлении проявляются следующие тенденции развития вариаторов.
Расширение использования принципа многоконтактности, благодаря которому мощность передается значительным количеством контактных зон, доходящим в крупных типоразмерах вариаторов до 150 и более. Использование этого принципа, например в дисковых вариаторах, позволило увеличить передаваемую мощнссть в конструкциях вариаторов Beier до 250 кВт и более.
Однако фрикционные вариаторы на такие мощности оказываются менее конкурентоспособными по сравнению, например, с гидропередачами.
Изыскание новых оптимальных форм фрикционных пар, в частности, сочетание выпуклой и вогнутой поверхностей контактирующих фрикционных теп, что существенно увеличивает приведенный радиус кривизны и, следовательно, снижает контактные давления.
174
Применение многопоточных симметричных схем с замыканием усилий нажатия и разгрузкой от них валов, подшипников и корпусов, что позволяет уменьшить вес и габаритные размеры передачи и повышает ее КПД.
Преимущественное применение автоматически действующих нажимных устройств, исключающих излишнее нажатие фрикционных тел при недогрузках.
Изыскание новых материалов для фрикционных пар и совершенствование технологии изготовления. Применение стальных термообработанных до высокой твердости и шлифованных колес, а также повышение точности их изготовления.
Использование масляных ванн, что существенно улучшает охлаждение фрикционных пар и повышает износостойкость и долговечность колес.
Применение планетарных схем вариаторов, что позволяет значительно расширить диапазон регулирования и получить компактные передачи.
Расширение применения вариаторов в приводах с разветвленным потоком мощности, в которых потери регулируемой передачи сказываются лишь частично на общих потерях.
Расширение применения дистанционного и автоматического регулирования скорости.
Реализация указанных тенденций в современном вариаторо- строении позволила поднять долговечность наиболее совершенных систем фрикционных вариаторов до 25 000 ч и более, а также получить весьма компактные передачи.
В Советском Союзе проведены обширные исследования фрикционных вариаторов [в Московском текстлльном институте, ЦНИИТМАШе, ЭНИМСе, НАМИ, Академии им. Жуковского, ВНИИМЕТМАШе, Ростовском институте сельскохозяйственного машиностроения (РИСХМе), УКРНИИXИММАШе, ВНИИРедук- торе и др. ]. Непрерывно ведутся работы по изысканию наиболее рациональных схем и конструкций вариаторов. Отечественными учеными проведены большие исследования по изучению геометрии и контактной прочности пар, работающих в условиях как чистого качения, так и при качении со скольжением. Все это позволяет более строго подойти к расчету и конструированию фрикционных вариаторов.
ОСНОВНЫЕ ЗАВИСИМОСТИ. МАТЕРИАЛЫ
Кинематические зависимости даны в разделе 1.2.
Для передачи окружной силы Ft фрикционные колеса должны быть прижаты одно к другому с такой силой Fn, чтобы возника- .ющая между ними сила трения 尸 была больше передаваемой окружной силы. При этом условии основная зависимость, определяющая работоспособность фрикционной пары,
^nf^Ft. (162)
Запас сцепления 0 выбирается с таким расчетом, чтобы при всех возможных перегрузках передача была гарантирована от пробуксовок. Для силовых передач принимают 卩=1,2 ... 2,0, для передач приборов 0 повышают до 3,0. При установлении значения коэффициента запаса сцепления необходимо учитывать характер действующей нагрузки и способ осуществления нажатия.
- Иногда фрикционные свойства рабочей пары вариаторов характеризуют так называемым коэффициентом сцепления КсЦ = =尸肝炉
醤 сопоставления последних выражений следует, что 7<сц =
Как видно, для работы фрикционной пары необходимо развить силу нажатия, значительно превышающую окружную силу. Так, при f = 0,2 и р = 1,5 сила Fn = 7,5尸尸
При больших силах нажатия и начальном контакте колес по линии или в точке в месте касания возникают значительные контактные напряжения. Эти напряжения носят переменный характер и при многократном приложении вызывают усталостное разрушение рабочих поверхностей.
Одной из особенностей работы фрикционной пары вариаторов является изменение окружной силы в зависимости как от силового, так и от скоростного режима работы машины.
Для получения достаточно высокого КПД передачи на всех режимах работы и уменьшения напряженности работы деталей передачи целесообразно, чтобы сила нажатия в вариаторах была переменной, так чтобы Ft/Fn было постоянным.
Другой особенностью фрикционных пар вариаторов является значительное скольжение в месте контакта, которое обусловливается геометрией пары.
Скольжение вызывает существенные потери, сопровождающиеся интенсивным выделением тепла, и при определенных условиях ——износ рабочих поверхностей.
Отмеченные условия работы фрикционных пар вариаторов должны учитываться как при выборе для них материалов, так и при расчете и конструировании передачи. Особенно серьезное внимание должно быть уделено всемерному снижению скольжения и достаточно интенсивному охлаждению передачи.
В вариаторах применяют фрикционные пары, работающие как в масляной ванне, так и без смазки. В передачах, работающих без смазки, коэффициент трения больше, давление на валы и опоры меньше, передачи обладают более высоким КПД. Во фрикционных вариаторах, работающих без смазки, скольжение является особенно нежелательным. Оно вызывает быстрый износ и значительное выделение тепла. При отсутствии смазки отвод тепла затруднен, что ведет к местному нагреву и повреждению рабочих поверхностей. В результате долговечность передач, работающих без смазки, оказывается невысокой.
Учитывая сказанное, в передачах этого типа необходимо в максимальной степени уменьшать скольжение колес, обеспечивать хорошее охлаждение их потоком воздуха и ограничивать передаваемую мощность 10 ... 15 кВт.
В настоящее время шире применяются вариаторы, фрикционные пары которых работают в масляной ванне. Фрикционные колеса в них стальные, с высокой твердостью рабочей поверхности и высокой точностью обработки. Важным для нормальной работы этих передач является правильный выбор масла с применением противозадирных и противоизносных присадок.
В передачах, работающих в масле, коэффициент трения ниже и действующие усилия больше, чем при работе без смазки. Однако это компенсируется тем, что скольжение здесь не так опасно: масляная ванна уменьшает износ и способствует лучшему охлаждению колес. В ряде схем благоприятное направление скорости скольжения, когда оно перпендикулярно контактной линии, способствует образованию жидкостного трения, что в свою очередь уменьшает износ пары. Передачи, работающие в масле, могут проектироваться на значительно большие мощности, чем при работе без смазки. Лучшие условия их работы позволяют повышать допускаемые контактные напряжения. Поэтому, несмотря на увеличение силы нажатия, габариты их получаются не больше, чем передач, работающих без масла.
Фрикционные пары могут выполняться с начальным контактом как по линии, так и в точке. В практике большей частью применяются передачи с линейным контактом, в них колеса работают с меньшей напряженностью, и изменение передаточного числа при изменении нагрузки меньше, чем при точечном контакте.
Передачи с точечным контактом имеют более высокий КПД. Силовые передачи этого типа могут работать только в масляной ванне.
В отношении передаваемой мощности наибольшей универсальностью характеризуются работающие в масле многодисковые вариаторы (от долей кВт до нескольких сот кВт). Передаваемая мощность вариаторами с другими модификациями фрикционных пар обычно не превышает 20 кВт. Вариаторы целесообразно использовать в приводах матмн в качестве быстроходного звена обычно непосредственно за электродвигателем. Предельные частоты вращения фрикционных колес зависят от типов вариаторов и указываются при рассмотрении конкретных разновидностей вариаторов. 日
Материалы элементов фрикционной пары должны обладать: возможно более высоким коэффициентом трения, что уменьшает требуемое усилие нажатия; достаточно высоким модулем упругости и низким коэффициентом внутреннего трения, так как в противном случае увеличиваются скольжение и гистерезисные потери на деформирование при перекатывании; высокой контактной выносливостью; повышенной стойкостью к износу и заеданию при скольжении; хорошей теплопроводностью.
Последние два свойства особенно важны для фрикционных пар, работающих без смазки.
В современном вариаторостроении преимущественно применяют сочетания следующих материалов фрикционных пар: при работе в масле — закаленная сталь по закаленной стали твердостью HRC > 60 (шарикоподшипниковые стали типа ШХ15, стали 18ХГТ, 18ХНВА, 65Г и др.). Колеса из твердозакаленной стали обеспечивают минимальные габариты и высокий КПД передачи, но требуют тщательного изготовления, монтажа и хорошей отделки рабочих поверхностей. При работе всухую применяют пластмассы, резину по стали. Эти пары отличаются более высоким коэффициентом трения в сравнении со стальными и, следовательно, работают с меньшими усилиями нажатия. Они менее требовательны к точности изготовления, монтажа и тщательности обработки рабочих поверхностей, но КПД их ниже. Шум при работе меньше, чем при стальных колесах, габаритные размеры передач несколько больше.
Из пластмасс широкое применение получил текстолит. Находят применение также специальные фрикционные пластмассы с асбестовым и целлюлозным наполнителем с коэффициентом трения до 0,5. Проведенные в РИСХМе сравнительные испытания торовых вариаторов с роликами из фрикционных композиций с асбестовым наполнителем [41 ] позволили рекомендовать к применению наряду с текстолитом ретинакс ФК-16Л, ретинакс ФК-24А, пластмассу КФ-3, показавшие достаточно высокие коэффициенты трения и повышенную износостойкость.
Пластмассовыми и резиновыми обычно изготовляют бандажи фрикционных колес. При выполнении фрикционных пар из разных материалов ведущее колесо следует изготовлять из менее прочного материала во избежание образования выработок на ведомом колесе при возможных пробуксовках.
В табл. 18 приведены обобщенные значения коэффициентов трения / для различных фрикционных пар.
При выборе расчетного значения коэффициента трения приходится учитывать влияние на него условий работы конкретного типа вариатора. Условия протекания процесса трения в реальных парах фрикционных вариаторов отличаются от условий работы цилиндрических роликов, выполненных из таких же материалов. Наличие на контактной площадке полюса качения приводит к тому, что трение сопровождается верчением контактирующих тел. При этом в различных точках пятна контакта скорости относительного смещения будут разные, а в полюсе качения они равны нулю. В соответствии с этим и коэффициент трения в них будет неодинаков. В этих условиях в расчет должно вводиться некоторое интегральное значение коэффициента трения.
В работе [88] приводятся значения f = 0,04 ... 0,05 для закаленной стали по закаленной стали, работающей в масле, полученные из специальных экспериментов с торовыми вариаторами.
18. Коэффициенты треиия фрикционных пар
Материал пары
Условия работы
Коэффициент трения
Закаленная сталь по закаленной стали Текстолит или гетин акс по стали Асбосмоляные пластмассы;
КФ-2 по стали
ФК-16Л по стали
ФК-24А》»
Резина 》»
В масле Без смазки
То же
»
0,015—05*
До 0,45)
》0,42 И*
» 0,35
》0,32 J
0,46—0,56***
* Меньшие значения f соответствуют Повышенным суммарным скоростям качения н значительным приведенным радиусам кривизны контактирующих колее,
** Данные приведены По результатам испытаний на торовых вариаторах L41]. Замеренный коэффициент треиня для пары текстолит—сталь в торовом вариаторе достигал значений f = 0,5 н более.
*** Меньшие значения соответствуют твердым сортам резины.
В этих экспериментах использовались фрикционные тела твердостью до HRC 64 и высотой микронеровностей рабочих поверхностей 0,05 ... 0,1 мкм. В качестве смазки применялось нафтеновое масло. Было установлено, что изменение окружной скорости в большей степени влияет на коэффициент трения, чем изменение контактных давлений.
Коэффициент трения / = 0,04 ... 0,5 соответствует обычно
и интервалу окружных ско-и интервалу окружных ско-Рис. 101. Распределение толщины масляного слоя вдоль образующей конического диска при частотах вращения п1 входного вала вариатора:I — % = 1000 об/мии； 2 — % = =1500 об/минРис. 101. Распределение толщины масляного слоя вдоль образующей конического диска при частотах вращения п1 входного вала вариатора:I — % = 1000 об/мии； 2 — % = =1500 об/минприменяемым контактным давлениям ростей и = 25 ... 5 м/с. Близкие значения / приведены в работе [56]. При V > 25 м/с коэффициент/ уменьшается незначительно, а при и менее 5 м/с начинает существенно возрастать, достигая при и = 0,5 м/с значения 0,07.
и интервалу окружных ско-
и интервалу окружных ско-
Рис. 101. Распределение толщины масляного слоя вдоль образующей конического диска при частотах вращения п1 входного вала вариатора:
I — % = 1000 об/мии； 2 — % = =1500 об/мин
Рис. 101. Распределение толщины масляного слоя вдоль образующей конического диска при частотах вращения п1 входного вала вариатора:
I — % = 1000 об/мии； 2 — % = =1500 об/мин
В испытаниях многодискового вариатора [80] при и = 32 ... 3,5 м/с и контактных давлениях 1400 ... ... 2800 кгс/см2 коэффициент трения оказался / = 0,015 0,038. Диски были изготовлены из стали 65Г
твердостью рабочих поверхностей
HRC 58 ... 62 и работали в масле ВМ-4.
С целью выявления характера трения фрикционных пар в многодисковых вариаторах были подсчитаны по методике Д. С. Код- нира [38] толщины 九。разделительной масляной пленки между рабочими поверхностями дисков 179 ]. Зависимость этой толщины от рабочего радиуса диска показана на рис. 101.
Поскольку среднеквадратичная суммарная высота неровностей поверхностей сопряженных дисков 3& = ]/'擋1 十此2
состайляет при Аа = 0,14 ... 0,23 мкм, то Можно у t вер ждать, что рабочие поверхности дисков полностью разделены масляным слоем по всей длине образующей и их взаимодействие протекает в условиях контактно-гидродинамического режима, т. е. при жидкостном трении. Лишь когда 6Ra достигает примерно 0,9 мкм и при работе на малых радиусах конических дисков в условиях возможных значительных перегрузок вариатора (когда температура дисков интенсивно возрастает), толщина смазочного слоя становится сопоставимой со значением bRa и трение может быть граничным.
В условиях высоких контактных давлений вязкость масла резко возрастает согласно зависимости Баруса
卩=卩科叩。，
где п —— пьезокоэффициент вязкости масла; р。—— гидродинамическое давление в смазочном слое.
Масло в этом случае уже не подчиняется законам ньютоновской жидкости, а предельные касательные напряжения определяются аналогично напряжениям в пластическом твердом теле. Это обстоятельство и обусловливает передачу касательной силы даже при отсутствии металлического контакта дисков.
К аналогичному выводу о характере трения пришли авторы работ [29, 83 ] в результате испытаний планетарного вариатора конструкции Пирожкова с фрикционными телами из стали 20ХЗМВФ твердостью рабочих поверхностей HRC > 58 и параметром шероховатости Ra = 0,63 ... 0,32 мкм при работе на смеси масел МС-20 (25%) и МК-8 (75%), v100 = 4,7 сСт. Ими были получены экспериментальные значения / = 0,021 ... 0,035 и расчетные значения толщины масляной пленки в зоне контакта 2 ... 6 мкм.
Применительно к фрикционным парам, работающим в масле, в результате анализа большого количества экспериментальных исследований можно констатировать следующие закономерности влияния на коэффициент трения основных факторов. Коэффициент трения не зависит от материала трущихся поверхностей, мало изменяется с изменением контактных напряжений (несколько возрастает с повышением последних), снижается с возрастанием скорости относительного скольжения и суммарной скорости качения, возрастает с повышением температуры и уменьшением вязкости масла. На коэффициент трения также влияют качество и состояние контактируюцих поверхностей, геометрическая фэрма катков и специфические условия, свойственные работе той или иной передачи.
Поэтому наиболее достоверными могут считаться те значения коэффицизяга треяия, которые получены из испытаний самой передачи или в условиях, максимально приближающихся к условиям работы фрикционных пар этой передачи.
СКОЛЬЖЁНЙЁ
При работе всякой фрикционной передачи неизбежно возникает упругое скольжение. Во фрикционных парах вариаторов имеет место и так называемое геометрическое скольжение. Кроме того, при недостаточной силе нажатия появляется общее проскальзывание —буксование.
Скольжение колес вызывает их износ, частичную потерю передаваемой мощности и нагревание деталей передачи. Поэтому при конструировании должны быть приняты меры к снижению
скольжения.
Возможность появления при нормальной работе буксования должна быть исключена. Для этого
передача должна быть рассчитана с достаточным запасом сцепления, с тем чтобы Ft < 尸/
Упругое скольжение обусловливается упругой деформацией колес в тангенциальном направлении. Под действием силы трения, приложенной в месте контакта, элементы обода ведомого колеса подходят к контакту растянутыми, а уходят сжатыми (рис. 102). Элементы ведущего колеса подходят к месту контакта сжатыми, а уходят растянутыми. Следовательно, при прохождении по площадке контакта, получающейся при деформации колес, элементы ведомого колеса укорачиваются, а элементы ведущего колеса удлиняются и обго-
Рис. 102. Скольжение и распределение удельных касательных сил трения по ширине контактной плоРис. 102. Скольжение и распределение удельных касательных сил трения по ширине контактной площадки:/ — участок скольжения; II — участок сцеплениящадки:/ — участок скольжения; II — участок сцепленияняют первые. В результате между
Рис. 102. Скольжение и распределение удельных касательных сил трения по ширине контактной пло
Рис. 102. Скольжение и распределение удельных касательных сил трения по ширине контактной пло
щадки:
/ — участок скольжения; II — участок сцепления
щадки:
/ — участок скольжения; II — участок сцепления
элементами обоих колес возникает упругое скольжение. Это скольжение происходит не по всей ширине площадки контакта, а лишь
по ее части.
При входе элементов колес в контакт они вначале на участке сцепления 1——2 движутся без скольжения. Однако согласно теории Р. В. Вирабова [11 ] поверхностные слои здесь испытывают постепенно нарастающие деформации сдвига (предварительные смещения и), в результате чего удельная касательная сила qt = =%〃 (X — коэффициент тангенциальной жесткости тела, определяемый упругими свойствами его материала и условиями нагружения) возрастает от нуля до максимального значения, обусловленного силой трения/д抵;здесь qn — нормальное давление в точке 2. После этого на участке ^—5 происходит упругое скольжение, скорость которого изменяется от нуля до максимума в точке 3.
Таким образом, в передаче касательной силы участвует вся ширина контактной полоски: на участке скольжения с полной реализацией силы трения, а на участке сцепления ——с частичной.
У металлических колес деформации весьма малы, поэтому такие колеса работают практически без упругого скольжения. Учет упругого скольжения актуален при анализе передач, в которых имеется рабочее тело из эластичного материала, например колесо с резиновым бандажомГ В^ этом случае становятся ^ощутимыми тангенциальная деформация такого тела и возникающее в этой связи упругое скольжение фрикционных элементов в зоне контакта.
В работе [8] Р. В. Вирабов принял следующие допущения:
циента тяги 屮циента тяги 屮тела совершенно упругие и гладкие, удельные касательные силы подчинены закону трения Амонто- на qt = fqni коэффициент трения постоянен, упругие процессы, происходящие при качении, рассматриваются статическими, площадка контакта плоская, нормальные давления поперек полоски контакта распределяются по параболическому закону, а вдоль — равномерно. При этих допущениях им получены
циента тяги 屮
циента тяги 屮
следующие выражения для определения относительной потери скорости Е ведомого звена и координаты xQ границы участков сцепления и скольжения:
x()= ^(i — 22 — w).x()= ^(i — 22 — w).(164)(164)三二 0,5； (/ + £) (4 十 *0)；(163)
x()= ^(i — 22 — w).
x()= ^(i — 22 — w).
(164)
(164)
Здесь 屮=FtlfFn ——коэффициент тяги передачи ——величина, обратная запасу сцепления ip = 1/р.
Из формулы (163) следует, что с увеличением ширины контактной полоски, т. е. с уменьшением жесткости взаимодействующих тел, относительная потеря скорости при прочих равных условиях возрастает.
На рис. 103 показана зависимость относительной потери скорости от коэффициента 屮[11 ]. Видно, что с приближением касательной нагрузки Ft к предельному значению Ft пр = fFn (при 屮-> 1) относительная потеря скорости ведомого звена также достигает некоторого предельного значения Е叩.При этом участок сцепления исчезает, и в пределах всей ширины полоски контакта действуют силы трения скольжения. При Е < Е叩 только на части ширины полоски контакта происходит скольжение, и передаваемая через контакт суммарная касательная сила представляет собой неполную силу трения.
Геометрическое скольжение возникает вследствие неодинакового изменения скорости по длине контакта на ведущем и ведомом колесах.
Рис. 104, Распределение скольжения и сил трения по длине линии контакта при качении конусов с несовпадающими вершинами в случаях:
а — жестких конусов; 6 — податлив垃х конусов
Работу фрикционных пар с прямолинейными образующими катков и линейным контактом можно рассматривать в общем случае как качение двух конусов с несовпадающими вершинами 。1 и 02 (рис. 104). Всякую другую форму колеса можно представить как частный случай конуса. Так, при угле конуса 2а = 0 колесо становится цилиндрическим; при 2a = 180° конус превращается в диск, работающий торцовой поверхностью. Колеса с кри-
вол и ней ной образующей рассматриваются как конус с переменным углом.
При качении одного конуса по другому с несовпадающими вершинами скорость по длине линии контакта od изменяется на ведущем конусе с более длинной образующей 厶 по прямой от 所 в точке а до и； в точке d, а на ведомом конусе с короткой образующей /2 ——соответственно от。之 до。2・ В точке о линии контакта, в полюсе качения, имеет место чистое качение, во всех остальных точках —— качение со скольжением. Когда ведущим является длинный конус, на участке ао скольжение положительно, а на участке od ——отрицательно. При ведущем коротком конусе скольжение имеет обратные знаки.
При полном отсутствии нагрузок полюс качения о лежит вблизи середины линии контакта, так что моменты сил трения Fx и 尸2, возникающих на участках ао и od, относительно оси ведомого колеса уравновешиваются.
При нагружении передачи полюс качения смещается. При этом сила трения 尸工,развивающаяся на участке а。, играет положительную роль — ведет ведомый каток, сила же трения F2, наоборот, тормозит его. Примем начало координат в середине контактной линии —— точке с. Координату х к вершине конуса считаем положительной, от вершины —— отрицательной. Координату по .юса качения т вводим во все зависимости также со своим знаком: минус при смещении от середины к основанию конуса (см. рис. 104) и плюс при смещении полюса к вершине.
Разность моментов сил трения 户】и F2 уравновешивает момент сопротивления на ведомом валу
=[г2c ^~+ /и) Sinc^]—尸2 [尸2с + } ^ /и) Siflaz] •
Здесь
储=g”f (+ —加)；尸2 = gJ (含 + m)；
『2c为 sm a?; g〃 ~ •
После подстановки и преобразований в общем виде
/w: = ± qj sin a2 [加2 - 2加2•(165)
Здесь и ниже во всех зависимостях верхние знаки при ведущем длинном и нижние при ведущем коротком конусе.
Под МА понимают полный момент сопротивления на ведомом валу, включая полезное сопротивление, а также трение в опорах ведомого вала и трение качения одного колеса по другому.
Аналогично предыдущему разность моментов сил трения относительно ведущего вала дает момент на ведущем колесе:
М{ = ±7J sinczi [疗一2tnli ——^-] •(166)
Момент на ведущем валу Мг больше момента на ведущем колесе на сумму моментов трения в опорах этого вала и трения качения колес.
Пользуясь выражениями (165) и (166), можно вывести формулы для определения координаты полюса качения, а также передаточного отношения, момента и мощности трения при геометрическом скольжении и для определения КПД передачи. Из уравнения (165) координата полюса качения
6 =m展 + 隼 士(167)
Для двух конусов с вершинами по разную сторону от рабочей зоны можно пользоваться теми же формулами с верхним знаком. Полюс смещается к вершине ведущего конуса.
Принимаем, что окружная сила 尸^ приложена в полюсе качения; тогда момент сопротивления
М^ = Ft (「2с — m sin а2) = Ft (/2 — т) sin а2.
Приравнивая это выражению (165) и учитывая, что
получаем
干+击_ m1子(堂)2(1千青)］以(168)
С целью уменьшения скольжения bll% берут возможно меньшим, поэтому членом с сомножителем (й/2/2)2 в формуле (168) можно пренебречь; тогда с достаточной точностью можно записать
方(169)
Зная положение полюса качения, можно определить действительное передаточное отношение фрикционной пары по формуле
j 厂20 _ г2c — m sin % = sin I%2 % — m/ }70)
口о — а, — m sin ax 一 sin ^ Zx — m〔 丿
Знаки принимают так же, как и в формуле (167).
Если нажатие Fn пропорционально нагрузке Ft (или М1^, то полюс качения занимает при всех режимах постоянное положение.一，
В передачах, работающих с постоянным Fni полюс' качения перемещается в зависимости от нагрузки. Для предельного случая, когда Ft = 尸力 и р = 1, координата т 0,5&, т. е. полюс качения находится на конце контактной линии. На другом ее конце скорость геометрического скольжения vCK достигает максимального значения. При дальнейшем повышении нагрузки начинается общее проскальзывание — буксование. При перемещении полюса качения расчетные радиусы колес будут изменяться.
Следовательно, в вариаторах с переменным FJ户〃 перёдйтбчнОб отношение изменяется с изменением нагрузки.
Одной из наиболее важных характеристик фрикционных пар вариаторов является относительная скорость скольжения колес.
Скорость и©% в произвольной точке g с координатой х (рис. 104) определяется разностью скоростей колес uvl и %:
/] — X/о — X
О = -i%； О 2 = ~Г%；
A1 к—m з/2 —加 °
= 41 一 % = 土 (厶一加)(为一 “2)%.(171)
Относительная скорость геометрического скольжения в общем случае
& =跑=+е 七加)— .(172)
Наибольшая относительная скорость геометрического скольжения при смещении полюса качения на конец контактной линии, когда Ft =尸/
(173)(173)be
(173)
(173)
:г max -(厶 ± 0,5力)(% ± 0,56) .
Величина скольжения возрастает с увеличением длины линии контакта и расстояния между вершинами конусов. При совпадении вершин конусы будут обкатываться без скольжения.
При работе цилиндра по конусу относительное скольжение
g「x ——*g「x ——*% 一 mI - m% 一 mI - m(174)(174)
g「x ——*
g「x ——*
% 一 m
I - m
% 一 m
I - m
(174)
(174)
Знак плюс при ведущем цилиндре, минус —при ведущем конусе.
Если вершины катящихся конусов расположены по разные стороны рабочего пояска, то аналогично предыдущему
(/1一 加)(% + 加)'I '
здесь е = 乙 + 勾 — расстояние между вершинами конусов.
При данной координате m наибольшее относительное скольжение Er, по (172), (174) и (175), будет при х = 土匕/2・
Как при качении цилиндра по конусу, так и при качении двух конусов с вершинами, обращенными в разные стороны, величина скольжения значительно больше, чем при качении конусов с вершинами, лежащими по одну сторону рабочего пояска.
При колесах с криволинейной образующей, но с линейным контактом имеется не один, а два полюса качения. Так, предположим, что точка % (рис. 105) представляет собой полюс качения. Соединим ее с точкой пересечения осей колес. Очевидно, что прямая %。будет образующей исходных конусов, обкатывающихся один по другому без скольжения. Следовательно, и в точке 。2 пересечения этой прямой с образующей колес будет также чистое 186
качение. При ведущем колесе 7 на участке линии контакта。必 скольжение отрицательно, и здесь сила трения тормозит ведомое колесо. На участках аох и 02b скольжение положительно, сила трения ведет ведомое колесо. При ведущем колесе 2 роль участков меняется.
Положение полюсов качения зависит от нагрузки. По мере ее возрастания величина участков с отрицательным скольжением уменьшается, а с положительным — увеличивается; при ведущем колесе 1 полюсы качения сближаются, а при ведущем колесе 2 удаляются один от другого. Координаты полюсов качения находятся из рассмотрения условия равновесия ведомого колеса.
лес с криволинейными образующими коническими поверхностямилес с криволинейными образующими коническими поверхностямиРис. 105. Расположение полюсов качения в торовой передачеРис. 105. Расположение полюсов качения в торовой передачеС целью уменьшения геометрического скольжения длина линии контакта берется возможно мень
лес с криволинейными образующими коническими поверхностями
лес с криволинейными образующими коническими поверхностями
Рис. 105. Расположение полюсов качения в торовой передаче
Рис. 105. Расположение полюсов качения в торовой передаче
шей. При этом один из полюсов качения может выйти за пределы контактной линии. С достаточной для практики точностью координату полюса качения и величину относительного скольжения для колес с криволинейными образующими можно находить по формулам, выведенным для случая качения двух конусов с несовпадающими вершинами. Для этого каждый участок рабочей поверхности криволинейных колес заменяется коническими поверхностями, касательными к ним по окружности, проходящей через середину линии контакта (рис. 106).
С изменением относительного положения колес размеры конусов и условия скольжения будут меняться. Для отдельных положений вершины конусов могут совпадать, и пара будет работать почта без скольжения. Учитывая это, оценку величины скольжения для колес с криволинейными образующими следует производить для нескольких положений.
В рационально сконструированной передаче максимальное значение относительной скорости геометрического скольжения может составлять для длительно работающих передач [при текстолите по стали или чугуну 1,5 ...^%. При кратковременной работе допускают скольжение до 7 ... 10%.
Для пар, работающих в масле, скольжение менее опасно. Это можно видеть на примере зубчатых пар, в которых наибольшее скольжение 〜20%, и червячных, работающих со скольжением более 100%. Однако первые могут работать длительное время без износа. В червячных передачах имеет место износ, однако и в них скорость скольжения направлена в некоторых фазах зацепления почти по контактной линии, что значительно ухудшает условия их работы по сравнению с условиями работы фрикционной пары вариатора. Учитывая это, можно допускать для пар, работающих в масле, Е = 10 …20%.
Для оценки возможного скольжения в проектируемой передаче и целесообразного назначения основных ее параметров удобнее относительное скольжение выражать через углы конусов 2al и 2^2 и <р = 〃瓦 Соответственно этому формулу (172) можно преобразовать:
」1 一 a 士口； (176) 订 2 (Z — m) L \ Л sin а2 / J ' 丿
здесь I — длина образующей короткого конуса до середины линии контакта; верхние знаки при ведущем длинном конусе, нижние — при ведущем коротком конусе.
При использовании этой и приведенных ниже формул следует учитывать, что в ряде передач в различных положениях ведущий конус может быть то длинным, то коротким, и поэтому знаки будут меняться.
Если воспользоваться приближенным выражением (169), то для оценки скольжения получаем
g 一《皿里)土口. (177)
— 2р(р ± 1 L \ х sin а2 / J ' 7
Когда известны alt а2, ср, из последней формулы можно установить предельное передаточное отношение, при котором скольжение Е「лежит в заданных пределах
(178)(178)；「т 亡 2Рф ± 1 1+1 sin а2
(178)
(178)
1npe“ = [ 1 — Sr 1 +р Jsin 网.
При проектировании передачи целесообразно по выбранному предельному значению скольжения Ег^ах и заданным передаточному отношению imax и углам конусов ах и а2 найти допускаемое <р. Для этого из (177)
屮П嘉｛*[1-a"5署尸尸+（179）
При колесах, касающихся одно другого по линии, под нагрузкой контакт р ас пр остр а н яетс я на площадку некоторой ширины. Это обстоятельство в предыдущих выводах не учтено. В. А. Михайлова получила выражения для определения координаты полюса качения с учетом ширины полоски контакта. Как показало
ее исследование, различия получаются весьма малыми, особенно если отношение ширины полоски к ее длине меньше 0,25.
Во фрикционных парах вариаторов с начальным касанием в точке контакт под нагрузкой распространяется на некоторую эллиптическую площадку. Поэтому парам с точечным контактом, так же как и парам с начальным контактом по линии, присущи геометрическое скольжение, связанные с последним потери и изменение передаточного отношения с изменением нагрузки.
Рис. 107. Положение полюсаРис. 107. Положение полюсакачения икачения ираспределение скорости скольжения на площадке касания тел с начальным точечным контактом:Л — направление движенияраспределение скорости скольжения на площадке касания тел с начальным точечным контактом:Л — направление движенияПоложение полюса качения о на эллиптической площадке контакта исследовали В. А. Щетников и В. А. Михайлова. В. А. Михайлова дала решение задачи для случая, когда большая ось эллиптической площадки касания лежит в плоскости осей. Полюс качения находится на этой оси эллипса (рис. 107, а), и координата его определяется из уравнения
Рис. 107. Положение полюса
Рис. 107. Положение полюса
качения и
качения и
распределение скорости скольжения на площадке касания тел с начальным точечным контактом:
Л — направление движения
распределение скорости скольжения на площадке касания тел с начальным точечным контактом:
Л — направление движения
0,955 (3)2("
о sin % \ 吊 I
(180)
где а н 匕 ——меньшая и большая оси эллипса;厂纟— теоретический р адиус ве
домого колеса, определяемый начальной точкой касания.
Переменные параметры С* и С2 находятся численным интегрированием общего уравнения. Для практического решения составлены графики, позволяющие находить координату m в частях от оси b в зависимости от alb, параметра b sin a2/2r2 н величины, обратной запасу сцепления (рис. 108),
Изменение скорости скольжения по площадке касания показано на рис. 107. Наибольшего значения скорость скольжения достигает на конце большей оси, наиболее удаленной от полюса.
Полюс качения при р == I ... 1,2 может выходить за пределы площадки касания. Работа пары при этом остается устойчивой, но скорости скольжения возрастают. Чтобы полюс лежал в пределах пятна контакта, В. А. Михайлова рекомендует брать р > > 1,25. Следовательно, mrnax = 0,5b.
На рис. 107, 6 показано положение полюса качения и распределение скоростей скольжения по пятну касания, когда оно вытянуто в направлении движения. Здесь большая часть составляющих элементарных сил трения направлена пер пендикул яр но направлению движения; они увеличивают потери и не используются для передачи нагрузки. Условия образования жидкостного трения здесь также менее благоприятны.
При начальном контакте в точке с изменением нагрузки размеры пятна контакта изменяются. Следовательно, даже при постоянном FtIFn положение полюса качения переменно и передаточное отношение будет изменяться. В большей степени оно будет изменяться при переменном FtIFn.
Действительное передаточное отношение /, наибольшая скорость скольжения vCK max и относительное скольжение Е「 при
Рис. 108・ Диаграмма для определения координаты m в паре с начальным точечным контактом:
b sin аг 1& sin а2 Л& sin а2 п
^°，5； — • — ^— = О； / — а/& =1,0;2 — a/b = 0,75;3 一 a/b = 0,5;4 — a/& ~ 0,25
начальном контакте в точке могут определяться по тем же формулам (170)——(173), что и для пар с линейным контактом. Также применимы здесь и зависимости (177)——(179). При этом для тел с криволинейной образующей углы 2al и 2а2 представляют собой углы при вершинах конусов, касательных к рабочим поверхностям по окружности качения. Под b здесь понимается ось эллипса контакта, расположенная в плоскости осей. 海働
В предыдущих выводах принималось, что геометрическое скольжение имеется по всей длине линии контакта. В работе [10] показано, что в зоне, прилегающей к полюсу на участках, определяемых координатами ——х и +% (рис. 104, б), касательные силы
qtdx не достигают величины силы трения fqn dx и коэффициент тяги
必 fqndx - fqn y丄.
На этом участке —— участке сцепления —— будет лишь предварительное смещение и упругое скольжение. Геометрическое скольжение будет за пределами этого участка. Согласно [11 ]
我=謂也,
где а —— ширина полоски контакта, определяемая по формуле Герца ——Беляева; р =приведенная кривизна
「1с COS ОС? "т-厂2c cos Ct] в среднем сечении полоски контакта.
С использованием (172) имеем
的 _ 十 4P 一 e(x — /n)= x — m/ion
屮％ — fa (h—m) (Z2 — m) S'()
где S = 土 ^-(厶—加)(勾―加)—— расстояние границ участка упругого скольжения, для которого действительна формула (181), от полюса качения.
Координаты этих границ -
(182)(182)不（2）= Si（2）+ m.
(182)
(182)
Здесь координатьГ51(2)и m вводятся со своим знаком.
Возможны три случая: по обе стороны полюса имеются участки сцепления и геометрического скольжения; с одной стороны имеется только участок сцепления и по обе стороны полюса имеются только участки сцепления.
В,первом случае (см. рис. 104)打 > —b/2 и х2 < 勿2. Из условия равновесия ведомого колеса имеем
Ь/2#2
〃2 J qj (「2с — % sin a?) bx + J cfnfW# (「2c — x sin a?) dx —
Xt
j 4丿伍。一 xsina2)dx.
-&/2
С учетом (181) для коэффициента тяги 屮尤 после интегрирования и подстановки 打=S 十 /п н 尤纟=—S 4* 加 получаем в общем виде
Л^2 — 土qj sin(Z2(№ — 2щ/2 —^—Ь ^-*^ •(183)
Отсюда координата полюса качения
m =(184)
У 1 43 qnf sin а2' 丿
Ёез учета участков сцепления (S = 0) зависимости (183) и (184) совпадают соответственно с (165) и (167).
Во втором случае 修 < ——b/2 момент на ведомом колесе
= q/sina2 ［蛋+ ^ ( 1—为一总一黑)也 +
I S2S%b3十飞224S"I S2S%b3十飞224S"-导0+今）+等卜-导0+今）+等卜(183a)(183a)
I S2S%b3
十飞224S"
I S2S%b3
十飞224S"
-导0+今）+等卜
-导0+今）+等卜
(183a)
(183a)
Координата т определяется решением данного уравнения.
Третий случай имеет место при малой нагрузке и колесах из эластичных материалов. Здесь Ь/2; х3 > Ь/2 и
十匕/2
М2 = J qnf^x(r2c - X Sinа・2)dx = + ”匕礬?- (bl2m +与).(1836)
一匕/2
Координата полюса качения
一一 M6S 尸一—s 械
qnfbl2 sin a2 12%012%'，
В процессе работы ряда фрикционных вариаторов наблюдается значительное изменение угловой скорости ведомой системы с изменением нагрузки даже при постоянном FJFn и отсутствии перегрузки. Это объясняете才 тем, что в результате упругой деформации валов, опор и других деталей передачи взаимное положение колес изменяется с изменением нагрузки. Это приводит к смещению пятна касания и к изменению радиусов окружностей качения и передаточного отношения пары, т. е. вызывает кажущееся скольжение. Явление это весьма нежелательно, оно значительно искажает кинематику передачи и снижает жесткость ее характеристики, хотя дополнительной потери не вызывает.
К ряду приводов с вариаторами предъявляется требование обеспечить строго неизменное передаточное отношение независимо от величины передаваемой нагрузки, т. е. требуется, чтобы вариатор обладал жесткой характеристикой.
Из предыдущего следует, что в бесступенчатой фрикционной передаче нагрузка влияет на упругое, геометрическое скольжение и на деформацию деталей, смещающую пятно касания пары. Следовательно, для обеспечения постоянства передаточного числа при данном положении колес и изменении нагрузки необходимо:
выполнять колеса из материалов с высоким модулем упругости;
применять автоматическое нажатие, обеспечивающее постоянство FJFn\
выполнять детали передачи, от деформации которых зависит положение пятна касания, возможно более жесткими;
применять пары с начальным контактом по линии.
СИЛЫ И МОМЕНТЫ В ПЕРЕДАЧЕ
На рис. 109 показаны силы, действующие в конической фрикционной паре при ее работе. Здесь Ft ——окружная сила, Fr —— радиальные силы и Fa ——осевые составляющие силы нажатия Fn. Под действием этих сил в подшипниках каждого вала возникают моменты трения
M==£Rh* = C 华陰,(185)
где 1"呼— сумма результирующих радиальных реакций в опорах данного вала;片 ——коэффициент трения в подшипниках; 厶一диаметр цапфы; / — коэффициент трения во фрикционной паре.
Коэффициент С зависит от расположения опор, угла конуса и радиуса колеса, а также от величин / и р. При многопоточных схемах валы и опоры могут быть частично или полностью разгружены от усилий. При наличии упорных подшипников момент трения в них для каждого вала ■
"丄口 — r«/n~2~ —^-ьша. Рис. 109. Силы, действующие на
колеса
(186)
При упорном шарикоподшипнике 4 — диаметр вала и /п — приведенный коэффициент трения.
Из условия равновесия ведомого колеса находим полный момент сопротивления на нем
М； = 乂2 土 Pr^ + Мц2 + 乂血
где М2 ——полезный момент сопротивления на ведомом валу.
Верхний знак относится к случаю, когда ведомое колесо имеет внешнее касание, нижний — при внутреннем контакте.
Заменив М$ его выражением из формулы (165), а МЦ2 и ТИп2 из равенств (185) и (186), получим
М2 = ±Ft ｛卫宀：空(/и? — 2勾也—*) + ~ cosa2 —
一5举岑一中争sin* (187)
Отсюда может быть найдена окружная сила 尸力，если задан момент % на ведомом валу.
Из условия равновесия ведущего колеса момент на ведущем валу Ml = м 土/U + МмГ + м/；
7 В. А. Пронин и др.193
верхний знак при наружном, нижний ——при внутреннем контакте данного колеса.
Аналогично предыдущему, с учетом выражений (166), (185) и (186)
Mi = 土鸟(土 步s?网— (m2-2a加-号_) 士 毕 COSOC1 +
+ CiJ^d^ + ^^d^sina^(188)
Коэффициент трения качения 々 может быть принят: при стальных шлифованных колесах 0,005 см, при чугуне по чугуну 0,005 ... 0,01 см и при стали или чугуне по менее твердым материалам 0,015 см [82].
ПОТЕРИ В ПЕРЕДАЧЕ И ЕЕ КПД
Теряемая во фрикционных передачах мощность затрачивается: на трение по площадке касания от геометрического скольжения； упругое скольжение в пределах соответствующего участка; упругий гистерезис при перекатывании; трение в подшипниках; на сопротивление средн (масла, воздуха).
Потери от упругого скольжения проявляются в комплексе с потерями от геометрического скольжения, так как те и другие являются составными частями одного общего процесса скольжения в передаче.
В регулируемых фрикционных передачах наиболее существенными, превышающими все остальные виды потерь, являются потери на контактной полоске. С учетом наличия в пределах длины контакта участков геометрического и упругого скольжения (см. рис. 104) потери мощности на трение от этих видов скольжения составляют
Nc = 2cl + 2c2 + &3, где ^cl и "сз — потери мощности на геометрическое скольжение соответственно на участках положительного и отрицательного скольжения; ^2 ——потери мощности на участке упругого скольжения.
Приближенно потери могут быть выражены
Ь/2#■#i
2с qj^i^xdx + J qnf^^r^dx + J q”®i■总xdx.
x,#1- b/2
Используя для скольжения ^ выражение (172) и для коэффициента тяги W* выражение (181), после интегрирования получаем зависимость для ^c (кВт)
(189)
Здесь линейные величины даны в сантиметрах.
194
В случае, когда упругое скольжение простирается на всю длину контакта, т. е. Xi < ——b/2 и ха > &/2, то
Ь/2
Nc= J q^^^dx.
После интегрирования
"eй 题0 S；：驾)(欣 + 方)31.(190)
Рис. ПО. Коэффициент Л для определения потери мощности в паре с началь> иым точечнымРис. ПО. Коэффициент Л для определения потери мощности в паре с началь> иым точечнымКоэффициент полезного действия, учитывающий потери на скольжение в пятне контакта,
Рис. ПО. Коэффициент Л для определения потери мощности в паре с началь> иым точечным
Рис. ПО. Коэффициент Л для определения потери мощности в паре с началь> иым точечным
%=1-丽号？(⑼)
При начальном контакте в точке потери мощности на геометрическое скольжение, согласно исследованиям В. А. Михайловой, составляют
"г. с = 20 400л Ь (土 Sin % 乎 S奥网)4tt>i.
Заменяя силу нажатия окружной силой и передаточное отношение его выражением из формулы (170), имеем
2赢告徊；(192)
здесь Ь —— большая ось эллипса касания; 4 — коэффициент, значение которого определяется из графика на рис. ПО в зависимости от т/b и а/b; остальные обозначения те же, что и для пары с линейным контактом.
Потери мощности на геометрическое скольжение в парах с начальным контактом в точке меньше, чем в парах с касанием по линии^ Потери мощности на трение в подшипниках
"ц= ^tti^i + Л^ца^а = [20 400 乎(&% + & 争)•(193》
Потери на трение (кВт) в подшипниках
Nn = Мп1®1 + Мл^ = ^^- ^ (dnl sin ах + ^!^_) .(194>
Потери мощности на гистерезис (кВт) при перекатывании л, —尸n^coi 土 尸/^(02 — F 尸гЛ (o>i cos аг ±(o2 cos a2)
к =102^100='102J00*
Заменив силу нажатия Fn окружной силой Ft и угловую скорость cog через si, получим
» —М i cos 0C1 土 cos 出/10кч
7*7*10200 7 i .(上沥户
7*
7*
В этих формулах знак плюс при наружном касании и минус — при внутреннем.
Фрикционные передачи работают с относительно небольшими скоростями (и < 15 ... 25 м/с). Поэтому потерями на сопротивление воздуха можно пренебречь.
В передачах, работающих в масле, потери на его разбрызги- ванне и перемешивание могут достигать существенной величины. Испытания шариковых вариаторов показали, что они особенно возрастают при чрез мер ном уровне масла. Темпер атур ный режим работы вариатора при увеличении количества масла сверх необходимого не улучшается, а ухудшается.
Потери мощности (кВт) на разбрызгивание масла можно приближенно определить по эмпирической формуле, используемой при проектировании зубчатых редукторов:
Nm = 27uB/W(196)
где и — окружная скорость погруженного в масло тела, м/с; В — er。ширина, м; v； — кинематическая вязкость масла при рабочей температуре, м2/с.
Общие потери мощности в передаче
М1s = & + % +必+族+底・
КПД передачи
П 必 一 —'
“2 + " пот№
Как показывает анализ, у многих вариаторов наибольшими являются потери на геометрическое скольжение. Они могут превосходить все остальные потери, что значительно понижает общий КПД вариатора. Кроме того, это скольжение вызывает износ рабочих поверхностей, и поэтому при конструировании передачи необходимо стремиться к уменьшению геометрического скольжения.
Если опоры передачи не разгружены от усилий нажатия, то потерн на трение в них значительны. При материалах с малым модулем упругости существенное значение имеют потери на упругий гистерезис и упругое скольжение.
В передачах без разгрузки опор и при нерациональной гео- метрии КПД составляет 0,6 ... 0,7, в целесообразных же конструкциях и при тщательном выполнении он может достигать 0,950,96.
С целью снижения потерь и повышения КПД передачи, а также для уменьшения износа колес следует:
стремиться к наиболее близкому совпадению вершин конусов, касательных к рабочим поверхностям в различных положениях;
брать возможно меньшей длину контакта в пределах, допустимых по расчету на контактные напряжения：
применять материалы с большим коэффициентом трения;
всемерно снижать потери в подшипниках, по возможности применять схемы передач с разгрузкой опор от сил нажатия;
выбирать для заданных габаритных размеров возможно большие диаметры колес;
избегать применения материалов с малым модулем упругости;
выбирать достаточный запас сцепления, чтобы не было пробуксовывания, но избегать излишнего нажатия, повышающего потери в вариаторе.
КПД передачи будет максимальным при полной ее нагрузке, Fn = RFJ/. Если сила нажатия постоянна, то при меньших нагрузках КПД резко снижается. В связи с этим целесообразно применение автоматического нажатия, при котором сила нажатия изменяется соответственно изменению нагрузки.
нажатие
Способ нажатия на фрикционные колеса имеет большое значение для работы вариатора.
Применяются следующие способы нажатия: затяжкой с помощью специальных пружин, центробежными силами, автоматическое нажатие под действием передаваемой нагрузки.
При первых двух способах осуществления нажатия величина нажимной силы определяется по максимальной нагрузке. В процессе работы эта сила постоянна и не зависит от режима. При неполной нагрузке имеет место избыточное давление. Это неблагоприятно отражается на долговечности деталей и резко снижает КПД вариатора. Действительно, при снижении полезной нагрузки величина потерь остается почти такой же, как и при полном моменте; относительная же величина потерь значительно возрастает. Во время перегрузок, превышающих предусмотренные коэффициентом запаса, при этих способах нажатая неизбежны пробуксовки, что ведет к местному износу колес и к выходу их кз строя.
В вариаторах с автоматическим нажатием сила нажатия переменна; она автоматически устанавливается в зависимости от передаваемой нагрузки. В результате здесь отсутствует излишнее давление на колеса, валы и опоры, увеличивается срок их службы, уменьшаются потери. Запас сцепления можно выбирать меньше, чем при постоянном нажатии. При определенных условиях, отмеченных ниже, передача гарантирована от пробуксовок. Если сила нажатия изменяется с изменением нагрузки вариатора так, что FtlFn остается постоянным, то это одновременно обеспечивает постоянство передаточного отношения. Вследствие этих преимуществ во фрикционных вариаторах в большинстве случаев при* меняется автоматическое нажатие, реже пружинами.
Автоматическое нажатие может осуществляться:
свободно подвешенным колесом или паразитным элементом под действием активных или реактивных сил или моментов — самозатягивающиеся передачи;
специальным нажимным устройством шарикового, винтового или кулачкового типа.
Для выборки зазоров и создания начального трения при пуске в ход в вариаторах с автоматическим нажатием должны предусматриваться приспособления для создания предварительного прижима колес. Наиболее часто это достигается введением дополнительных пружин. В некоторых самозатягивающихся передачах предварительный прижим может производиться силой тяжести подвижного элемента или за счет натяга при сборке.
При оценке способов нажатия необходимо учитывать возможность пробуксовки передачи при пуске и других ускорениях, возникающих со стороны ведущей или ведомой системы. Для не- повреждаемости колес более целесообразны способы, при которых исключены пробуксовки при любых ускорениях и замедлениях. Это будет тогда, когда силы инерции, возникающие при неуста- новившемся режиме, воздействуют на нажимное устройство, как и основные силы, и увеличивают силу нажатия.
В передачах самозатягивающихся для воздействия сил инерции на подвижный элемент необходимо вначале возбудить между ним и сопряженным колесом силы трения. Поэтому такие передачи могут пробуксовывать при ускорениях
Помимо этого, чтобы передача не пробуксовывала при изменениях угловой скорости, она должна быть обратимой ——сила нажатия в ней не должна изменяться, когда ведущая и ведомая системы меняются местами. Большинство самозатягивающихся передач необратимы. Нажимные устройства второго типа с обеих этих позиций более рациональны.
Конструктивное выполнение и расчет нажатия передач с сам。- заклинивающимся элементом зависят от принятой схемы и могут быть весьма разнообразны. Ниже рассмотрена передача с нажатием реактивным моментом.
Наибольшей универсальностью отличаются нажимные муфты„ показанные на рис. III. Они применимы в любом типе вариатора, если необходимое нажатие может быть создано осевым усилием.
В шариковом нажимном устройстве (рис. III, а) колесо связано с валом при помощи двух или трех шариков, помещенных в гнездах клиновидной формы. Если вал привести во вращение^ то он сместится по отношению к колесу на некоторый угол, выжмет шарики, создаст необходимую силу нажатия на колеса и одновременно увлечет их во вращение. При действии на валу крутящего момента М на колесе развивается осевая сила
(197>(197>м
(197>
(197>
；ш亩Y
где Гщ ——радиус окружности центра шариков; у ——угол наклона канавки на средней окружности.
198
尸аsin а尸аsin аЕсли угол конуса колеса 2а, то сила нажатия
尸а
sin а
尸а
sin а
(198)
Шариковое устройство обеспечивает осевую силу, пропорциональную крутящему моменту на данном валу. При больших осевых силах шарики заменяют роликами.
Винтовое нажимное устройство (рис. Ill, б) работает так же, как и предыдущее. Ввиду значительного трения в резьбе оно медленнее реагирует на изменение нагрузки. Кроме того, сила на-
Рис. 111. Нажимные устройства:Рис. 111. Нажимные устройства:а — шариковое; 6 — винтовое; е — кулачковое; а — ролико-кулачковоеа — шариковое; 6 — винтовое; е — кулачковое; а — ролико-кулачковое
Рис. 111. Нажимные устройства:
Рис. 111. Нажимные устройства:
а — шариковое; 6 — винтовое; е — кулачковое; а — ролико-кулачковое
а — шариковое; 6 — винтовое; е — кулачковое; а — ролико-кулачковое
жатия при одном и том же моменте оказывается различной в зависимости от характера изменения нагрузки. Осевая сила при нэ- установившемся режиме
F — М ・
• reptg (九士 р)'
при установившемся режиме
(199)(199)М
(199)
(199)
* Гер tg 九,
здесь гср ——средний радиус нарезки винта; X ——угол подъема винтовой линии на среднем радиусе; р —— угол трения. Знак плюс берется при увеличении нагрузки, знак минус при ее уменьшении.
Разновидностью винтового нажимного устройства является показанное на рис. 111, в кулачковое устройство, в котором рабочая поверхность кулачков представляет собой винтовую поверхность со средним радиусом гср. Сила нажатия в нем определяется .по зависимостям, выведенным для винтовых нажимных устройств.
На рис. Н1,г показано ролико-кулачковое нажимное устрой- ство, состоящее из соосно расположенных двухкулачкового ста- кана и крестовины с двумя роликами.
Применение роликов позволяет заменить трение скольжения на рабочих поверхностях кулачков трением качения, благодаря чему уменьшается необходимая осевая сила, повышается четкость срабатывания нажимного устройства при колебаниях нагрузки и в переходных процессах.
Для уменьшения влияния сил трения иногда в вариаторах применяют винтовое нажимное устройство, в котором между винтом и гайкой введены шарики. Подобное устройство поставлено в вариаторах Пирожкова.
Шариковое нажимное устройство предпочтительнее винтового. При установке подобных устройств одновременно на ведущем и ведомом валах передача гарантирована от пробуксовок при любом воздействии инерционных сил.
Сила нажатия при шариковом устройстве не зависит от направления вращения и от направления действия момента, т. е. от того, будет ли эта система ведущей или ведомой.
При рассмотрении нажимного устройства необходимо учитывать, что в вариаторах окружная сила может изменяться в зависимости не только от нагрузки, но и от скоростного режима работы. Так, в передачах с регулируемым ведомым колесом даже при постоянном 府2 окружная сила будет изменяться при изменении диаметра ведомого колеса. Если в таких передачах поставлено нажимное устройство, обеспечивающее силу нажатия, пропорциональную моменту %, то передача будет работать с переменным
Необходимое для целесообразной работы передачи постоянства Ft/Fn обеспечивается и при винтовых и шариковых нажимных устройствах лишь при определенных условиях. Объединив (19〃 и (198), будем иметь
F = М—尸/R%
一 rmtgY sin ce — e tg у sin 竄 $
откуда
(200)
Из анализа выражения (200) следует, что FJFn = const можно получить при установке нажимного устройства на колесе постоянного диаметра, или если это колесо с криволинейной образующей —— при условии примерного постоянства отношения sin aJRx・ Следовательно, при выборе способа нажатия и места установки нажимного устройства необходимо стремиться к тому, чтобы Ft/Fn колебалось в возможно меньших пределах. Достижение этого условия зависит от самой схемы передачи и геометрии колес. Существенное значение имеет силовая характеристика привода： работает ли он при постоянном моменте сопротивления^ при постоянной мощности или то и другое изменяется.
ТИПЫ ВАРИАТОРОВ
При оценке схем вариаторов и выборе той или иной из них для данных условий работы необходимо учитывать: целесообразный для данной схемы диапазон регулирования; величину относительного геометрического скольжения; возможность применения целесообразного способа нажатия; удобство перемещения элемента, регулирующего скорость; возможность перемещения одного из валов; возможность изоляции от смазки (для передач, работающих без смазки); быстроту изменения скорости ведомого вала при равномерном перемещении элемента, регулирующего скорость; технологичность конструктивного решения.
В зависимости от геометрических и конструктивных особенностей каждый тип передачи имеет целесообразный диапазон регулирования. Проектирование передачи с диапазоном, превышающим целесообразный, значительно снижает показатели работы —— КПД и долговечность передачи.
Траектория перемещения регулируемого элемента определяет простоту конструктивного решения. Имеются теоретические схемы передач, например со шкивами, описанными по трактрисе, в которых геометрическое скольжение полностью исключено. Однако сложность движения при регулировании одного колеса делает эти схемы практически неприменимыми. В большинстве существующих вариаторов регулирование достигается прямолинейным или вращательным перемещением регулирующего элемента. Ряд схем требует перемещения одного из валов передач, что не всегда является возможным.
Для удобства и точности отсчета по шкале установленной скорости и обеспечения устойчивости передаточного отношения при деформациях деталей передачи важно, чтобы изменения частоты вращения ведомого вала при равномерном перемещении регулирующего элемента были по возможности постоянными. Если в какой- то части диапазона при небольших перемещениях скорость изменяется значительно, то это увеличивает цену деления на шкале. Кроме того, здесь при небольших деформациях деталей, изменяющих положение колес, угловая скорость будет произвольно изменяться на большую величину.
Фрикционные вариаторы, нашедшие практическое применение, разделяются на три типа: с непосредственным контактом ведущего колеса с ведомым (рис. 112, а ... ж); с промежуточным элементом (рис. 112, з ... 4); планетарные (см. раздел 8.1).
В вариаторах первого типа в большинстве случаев одно из колес имеет постоянный диаметр. Регулируемое колесо может быть как ведущим, так и ведомым. Изменение рабочего диаметра его достигается относительным перемещением колес. Если неподвижное колесо имеет прямолинейную образующую и подвижное колесо цилиндрическое (рис. 112, а и б), то валы обоих колес остаются в неизменном положении. Во всех осталь-
ных случаях (рис. 112, e ... ж) один из валов должен перемещаться.
С целью ограничения скольжения в крайних положениях и уменьшения габаритных размеров диапазон регулирования вариаторов с непосредственным контактом колес принимают равным 2,5 ... 3 и в крайнем случае в некоторых схемах равным 4 ... 5.
В вариаторах с промежуточным элементом регулирование может производиться изменением:
〃丿〃丿м)м)00п)п)р)р)<р)<р)6) 6)6) 6)Рис. 112. СхемыРис. 112. СхемыX丿X丿4丿4丿фрикционных вариаторовфрикционных вариаторовVV
〃丿
〃丿
м)
м)
0
0
п)
п)
р)
р)
<р)
<р)
6) 6)
6) 6)
Рис. 112. Схемы
Рис. 112. Схемы
X丿
X丿
4丿
4丿
фрикционных вариаторов
фрикционных вариаторов
V
V
диаметров обоих колес при неизменном диаметре промежуточного элемента-паразита (рис. 112, з ... п, с … у);
радиусов качения промежуточного элемента при постоянных диаметрах ведущего колеса и ведомого (рис. 112, ф ... ц);
радиусов одного из колес и одного из промежуточных элементов, (рис. 112, р).
Передачи последнего типа являются по существу двухступенчатыми. Наиболее отчетливо это видно из сравнения схем на рис. 112, г и р.
Наличие в вариаторах с промежуточным элементом двух регулируемых колес позволяет расширить диапазон регулирования до Д == 6 ... 10. Кроме того, неизменность положения входного и выходного валов упрощает соединение вариатора .этого типа с сопряженными агрегатами.
В большинстве случаев в вариаторах с промежуточным элементом применяются многопоточные передачи ——с несколькими параллельно работающими такими элементами (рис. 112, с ... ц). С применением вспомогательных зубчатых пар могут быть выполнены многопоточными также передачи по схемам, показанным на рис. 112, з, и, о. Передачи многопоточные при тех же габаритных размерах могут передавать большую мощность, и основные валы в них разгружены от радиальных сил. Однако при конструировании и выполнении этих передач важнейшим условием их работоспособности является обеспечение равномерного прижатия всех пар и высокая степень точности изготовления тел качения.
Лобовые вариаторы с цилиндрическим роликом (рис. 112, а, з) имеют значительное геометрическое скольжение и потому нецелесообразны. Применяют их лишь во второстепенных передачах малой мощности, в частности в счетно-решающих устройствах. Более целесообразны передачи с коническими роликами (рис. 112, s 〃).Передачи, изображенные на рис. 112, б, м, я, о, при малых углах конусов дают меньшее скольжение, но имеют большие габаритные размеры. Из вариаторов без паразитных колес получили распространение передачи, показанные на рис. 112, а, О; они несложны в изготовлении и при малых значениях Д дают удовлетворительную характеристику по скольжению.
Передачу, изображенную на рис. 112, е, применять нецелесообразно, так как расположение вершин конусов по разные стороны рабочего пояска обусловливает значительное скольжение; начальный контакт в точке ограничивает применение схемы передачами малой мощности.
Многодисковые передачи (рис. 112, ж) имеют также значительное геометрическое скольжение. Однако возможность использования большого числа параллельно работающих дисков позволяет уменьшить длину линии контакта, снизить тем самым скольжение и одновременно значительно повысить передаваемую мощность. Передачи этого тапа с парами, работающими в масле, выпускаются на гораздо большие мощности, чем передачи других типов.
Передача с двумя парами раздвижных конусов (рис. 112, п) выполняется с самозатягивающимся кольцом. Она отличается значительным относительным скольжением, компактна, но работает с большими нагрузками на валы и опоры; КПД ее низкий. Передача требует тщательного изготовления. Получила ограниченное распространение в станкостроении.
В вариаторах, выполненных по схемам на рис. 112, с ... у, рабочая поверхность колес торовая. Регулирование производится наклоном роликов. Соосное расположение валов создает конструктивные удобства и компактность передачи. Нажатие осуществляется автоматическим шариковым устройством. В передачах, показанных на рис. 112, с, т, ролик расположен по диаметру его сферической поверхности. Касательная к образующей ролика в средней точке линии контакта параллельна оси, так что ролик стано-
вится аналогичным цил и ндри чес кому катку. В связи с этим величина скольжения относительно велика. ПередачиУтакого типа получили распространение при работе фрикционных пар в масле.
В передаче, показанной на рис. 112, у. ролик расположен по хордальному сечению сферы; выбором соответствующих размеров передачи можно получить весьма малое скольжение. Недостатком всех торовых вариаторов является сложность изготовления колес.
В шаровых вариаторах (рис. 112,力，х) рабочие поверхности обоих колес конические; промежуточные элементы — шары/Регулировка скорости производится наклоном оси вращения шаров. Вариаторы отличаются значительным диапазоном регулирования^ но вследствие точечного контакта в парах применимы при относительно небольшой мощности.
В^вариаторах с коническими роликами (рис. 112, ц) начальный контакт линейный, благодаря чему их нагрузочная способность больше, чем шаровых.
Все передачи с большим геометрическим скольжением, а также с начальным контактом в точке должны работать в масляной ванне. Из рассмотренных на рис. 112 передач хорошо работают беа смазки лишь торовые (рис. 112, у) и достаточно надежно передачи, изображенные на рис. 112, ?, 3, р. Для неответственных передач малой мощности иногда делают также сухими передачи, показанные на рис. 112, а ... в, е, з, к; долговечность их низкая.
Передачи, изображенные на рис. 112, 5, м, н, п, относятся к типу самозатягивающихся; все они при ускорениях пробуксовьь вают. Передачи, показанные иа рис. 112, г, /с, р и частично на рис. 112, ж, выполняются с нажатием пружинами. В них нажатие не зависит от нагрузки и поэтому им свойственны отмеченные выше недостатки подобного способа нажима. В остальных типах передач необходимое нажатие может быть осуществлено различными методами.
При установке шарикового или винтового нажимного устройства на обоих валах передачу можно сделать непробуксовываемой при ускорениях, возникающих как на одном, так и на другом валу. Исключением являются передачи с одним цилиндрическим колесом (рис. 112, а, б), в которых на этом колесе подобное устройство установить нельзя.
Условие постоянства запаса сцепления или постоянства FtIFn> обусловливающее хорошую работу фрикционной пары на всех скоростных режимах, выраженное зависимостью (200), обеспечивается лишь в передачах, изображенных на рис. 112, ф, х. Достаточно хорошо оно соблюдается в передачах, показанных на рис. 112, у, ". Во всех остальных передачах и при установке шарикового нажимного устройства постоянства этого отношения получить нельзя. .
Малое колебание отношения FJF^ можно получить в самоза- тягивающихся передачах (рис. 112二3,孔)・
УСИЛИЕ, НЕОБХОДИМОЕ ДЛЯ ПЕРЕВОДАРЕГУЛИРУЮЩЕГО ЭЛЕМЕНТА,И УСИЛИЕ САМОПЕРЕВОДА
Во^фрикционных вариаторах, применяющихся в общем машиностроении, ролики обычно переводятся специальным механическим приводом.
В процессе перевода колеса или ролика, регулирующего скорость, из одного положения в другое необходимо приложить определенное усилие. Исследование, проведенное в ЦНИИТМА111е, показало, что усилие перевода может достигать весьма существенной величины. Поэтому знание' величины усилия перевода необходимо для расчета механизма регулирования скорости. Особенно это важно для случаев, когда процесс регулирования осуществляется автоматически.
Рассмотрим методику определения усилия перевода на наиболее общем примере — паре конических колес с несовпадающими вершинами конусов. Результаты рассмотрения можно применить практически к любой фрикционной передаче, в том числе и с криволинейной образующей фрикционных тел.
Так как в контактных зонах фрикционной бесступенчатой пары имеется геометрическое скольжение, то при перемещении ролика преодолевается^только часть силы трения, действующей в：контакте. Однако и в этом случае усилие перевода регулирующего элемента достигает значительной величины.
Скорость скольжения, направленная перпендикулярно линии контакта, изменяется по ее длине от 啖к до 啖к по прямолинейной зависимости (рис. 113, а). Ведущий каток перемещается в сторону большего основания со скоростью %• Следовательно, в каждой точке линии контакта относительная скорость и элемента ведущего катка по отношению к ведомому представляет собой равнодействующую скоростей % и % (рис. 113, б).
Сила трения на каждом элементе dF действует в направлении, обратном скорости и. Для того чтобы передвинуть данный элемент ведущего катка, необходимо преодолеть составляющую силу трения 才Рп, направленную по линии контакта. Последняя равна
匕 /1 + ctg2 ax匕 /1 + ctg2 axdPn = dF sin % = ^^ Sina*
匕 /1 + ctg2 ax
匕 /1 + ctg2 ax
Очевидно, что
"一 %кта在一. 1 y
где
1'ск max1'ск max
1'ск max
1'ск max
ОтсюдаОтсюдаdp = /尸п&в d%n _ 6 m匝讲+%广dp = /尸п&в d%n _ 6 m匝讲+%广Полное усилие переводаbibiПолное усилие переводаbibi2+%22+%2
Отсюда
Отсюда
dp = /尸п&в d%
n _ 6 m匝讲+%广
dp = /尸п&в d%
n _ 6 m匝讲+%广
Полное усилие перевода
bibi
Полное усилие перевода
bibi
2+%2
2+%2
млн, вынося 瓦 и &2» а также подставляя % =瓦/% получаем
(201)(201)
(201)
(201)
Из рис. 113 имеем:瓦=0,5& + /л н % = 0,5b — т.
Координата полюса качения /л и наибольшая скорость скольжения "сктах определяются по формулам (167) и (171).
По формуле (201) можно найти усилие перевода для фрикционных пар с прямолинейной линией контакта и с некоторым приближением для пар с криволинейными линиями контакта. Формула (201) достаточно точно отражает процесс взаимодействия фрикционных элементов при изменении передаточного числа.
В работе [91 ] используется та же методика определения усилия перевода, но без учета смещения нескользящей точки относительно середины длины контактной полоски, т. е. при /л = 0 (рис. 113, е)・ При таком упрощении усилие перевода выражается
А =1+)Е.(202)
Далее в той же работе для упрощения переменная скорость геометрического скольжения заменяется постоянной, равной (рис. 113, г)
7.—也 tnax •
"ск・ ср 2，
при этом выражение для 尸口 принимает вид
Рп= / 尸"(203) "+(誓)
Из анализа формулы (203) видно, что сила сопротивления переводу ролика зависит от отношения скорости перевода к средней скорости геометрического скольжения. Чем больше скорость перевода, тем значительнее при прочих равных условиях усилие, необходимое для управления вариатором. Предельным значением 尸口 является величина FJ, которая может быть достигнута лишь при высоких скоростях перевода или в неработающей передаче.
Приводимые в работе [91 ] расчеты усилий перевода роликов по зависимостям (202) и (203) показывают близкое совпадение результатов. Сопоставление этих данных с экспериментальными измерениями усилий перевода указывает на практически достаточную точность расчетов. Разница в усилиях, подсчитанных по приведенным формулам, и рассеяние экспериментальных точек оказались величинами одного порядка.
Если в результате неточности сборки передачи либо вследствие деформаций валов, опор или корпуса передачи геометрические оси колес не пересекаются, а перекрещиваются в пространстве, то появляется составляющая скорости скольжения, направленная параллельно оси колеса. На рис. 114 изображены два конических колеса, касающиеся одно другого из-за перекоса осей в точке а. Так как скорости колес иг и v2 в точке контакта направлены под углом одна к другой, то проекция скорости % на направление» перпендикулярное направлейию скорости создает скорость
скольжения % ведомого колеса по отношению к ведущему вдоль его оси. В результате этого возникает осевая сила, которая стремится самопроизвольно вывести регулируемое колесо из установленного положения. Это усилие самоперевода может быть значительным даже при небольшом отклонении осей колес от общей плоскости. Поэтому необходимо принимать меры к обеспечению более точного взаимного положения колес и устанавливать надежные фиксирующие устройства.
Рис. 114. Направление скоростей при перекосе колесРис. 114. Направление скоростей при перекосе колесВозникающий в результате вывода осей колес из единой плоскости момент самоперевода в некоторых случаях используется для управления вариатором (например, в передаче Hayes),
Рис. 114. Направление скоростей при перекосе колес
Рис. 114. Направление скоростей при перекосе колес
ОСНОВЫ РАСЧЕТА ФРИКЦИОННЫХ ПАР
Во всякой фрикционной паре в месте касания возникают значительные контактные напряжения. В процессе работы эти напряжения циклически меняются и при длительном воздействии могут приводить
к усталостному разрушению рабочих поверхностей.
Из ранее сказанного видно, что фрикционные пары вариаторов работают со скольжением, а при начальном точечном контакте и с верчением. Это усложняет процессы, происходящие на рабочей поверхности, увеличивает нагревание колес и их износ.
В процессе работы передачи в смазочном слое толщиной в несколько микрометров возникают высокие гидродинамические давления, деформирующие движущиеся контактные поверхности и придающие зазору между ними некоторую определенную форму. Последняя, в свою очередь, определяет закономерность распределения давлений в слое смазки, влияющую на характер деформаций контактирующих поверхностей. Возникает необходимость совместного решения контактной задачи теории упругости и задачи гидродинамической теории смазки, т. е. контактно-гидродинамической задачи. Вследствие сложности ее решения в инженерной практике пока широко применяется условный|расчет работоспособности фрикционных пар, сводящийся к приближенному определению контактных напряжений на рабочих поверхностях по формулам Герца—Беляева и их сравнению с допускаемыми напряжениями, устанавливаемыми экспериментально.
Работоспособность вариаторов с фрикционными парами, работающими без смазки как показали опыты, проведенные в ЦНИИТ- МАШе, в основномЪграничивается нагревом передачи. В подобных вариаторах наиболее опасным является разрушение колес в результате чрезмерного повышения температуры. На основании этого размеры фрикционных пар вариаторов, работающих без смазки, следовало бы определять тепловым расчетом. 一
Однако до сего времени достаточно обоснованных подобных
расчетов еще нет, поэтому расчет таких пар производят также по контактным напряжениям. Применительно к колесам из неметаллических материалов такой расчет весьма условный. Допускаемые
контактные напряжения в этом случае определяют не из усталостной прочности рабочих поверхностей, а опытным путем из условий
нагрева.
Для расчета на контактные напряжения взаимодействие колес с линейным контактом при малой ширине рабочего колеса можно
Рис. 115. Радиусы кривизны pi и р2 цилиндрических колес, заменяющих действительные колесаРис. 115. Радиусы кривизны pi и р2 цилиндрических колес, заменяющих действительные колесарассматривать как качение двух цилиндров с радиусами р工 и р2, равными радиусам кривизны поверхностей колес в сечении, нормальном к образующей (рис. 115).
Рис. 115. Радиусы кривизны pi и р2 цилиндрических колес, заменяющих действительные колеса
Рис. 115. Радиусы кривизны pi и р2 цилиндрических колес, заменяющих действительные колеса
Наибольшее нормальное напряжение при сжатии двух цилиндров возникает на поверхности. Величина этого напряжения определяется по формуле Герца——Беляева:
Он = 0,418|/皆， (204)
где Fn — нормальная сила в месте контакта, кгс; Е =-|^^эффективный мо- дуль упругости материалов пары (£工 и £2 — модули упругости материалов колес, кгс/см2); & — длина линии контак-
та, см;——=—士一 一 приведенная кривизна (знак плюс при Р Pl Р2
наружном касании, минус — при внутреннем); Pi и р2 — радиусы
кривизны Радиускривизны Радиусповерхностей колес, см.
кривизны Радиус
кривизны Радиус
кривизны каждого колеса (рис. 115)
р = r/cos а, где г — радиус его по средней точке линии контакта; а — половина угла конуса, касательного к образующей в средней точке.
При отсутствии соответствующих опытных данных в качестве длительно допускаемых контактных напряжений для фрикционных пар с начальным линейным контактом, работающих в смазке при характерном для них разрушении — питтингообразовании и изготовленных из сталей с поверхностной термообработкой до твердости "RC 55 ... 60, можно принимать
[ст]яо^(200...240) HRC.
Приведенные выше допускаемые напряжения [а ]яо даны для 107 циклов и постоянной работы при наибольшей нагрузке. С учетом расчетного срока службы передачи допускаемое напряжение
где йд q 、2：^ — коэффициент долговечности; Т — общий расчетный срок службы передачи, ч; п — частота вращения рассматриваемого элемента, при которой действует расчетная нагрузка Fn max, об/мин.
Коэффициент долговечности ^д определяется для колеса с постоянным диаметром или для паразитного колеса, т. е. для элемента, у которого постоянно работают одни и те же точки. Уточнение 々貝 с учетом изменения передаваемой мощности и частоты вращения при эксплуатации передачи можно найти в работе [82].
Для фрикционных пар, работающих без смазки, допускаемые контактные напряжения определяются условиями нагрева. Как показали опыты, проведенные в ЦНИИТМАШе, эти напряжения существенно снижаются с увеличением окружной скорости колес. Согласно этим опытам, для торовых вариаторов с текстолитовыми роликами при стальных чашках допускаемое контактное напряжение можно принимать [о]я ~ 500 ... 650 кгс/см2. При этом большие значения [а ]я допустимы для меньших скоростей и при малых размерах вариаторов.
Формула (204) применима для поверочного расчета передачи при наличии ее размеров и известной силе нажатия. При расчете необходимо учитывать, что с изменением положения регулирующего элемента условия работы фрикционной пары и, в частностиг контактные напряжения изменяются: изменяются радиусы кривизны колес и может изменяться сила нажатия. Поэтому расчет должен производиться для положения, при котором 尸丿р максимально. При трудности установления этого положения расчет проводится по нескольким точкам. Зависимости для проектного расчета могут быть получены преобразованием формулы (204).
Как следует из предыдущего, работа фрикционной пары вариатора в значительной степени зависит от величины геометрического скольжения. Поэтому целесообразно при расчете новой передачи на контактные напряжения одновременно принять во внимание и условия скольжения. Для уменьшения скольжения длина линии контакта & должна быть возможно меньшей или отношение длины образующей короткого конуса к длине линии контакта ф == =lib возможно большим.
Выражая & через / при ведущем коротком конусе,
Ь =互=-.
屮 1 sin otj
Далее делаем преобразования:
1 — 1 + 1 — 8s 图 + cos 出 Р Pi — Ра qf 一 Q
—COS 电 / ] + 近 COS 出)Q 8s % / ] + COS 出
Сила нажатия
尸"=陰=97400 4 必，
где z — число параллельно работающих фрикционных пар. Подставляя выражения для &, р и F„ в формулу (204), получаем
” 0,418П叵冕三•
Y/订 1 /广 1Г1 \I* cos a! /1 iH
(205)
Разрешая это уравнение относительно % (см), получаем основную формулу для расчета фрикционных пар вариаторов на контактные напряжения:
& = 20,4& = 20,4(206)(206)1 + COS a2 \ 5 sin 2al 戶冃也$х cos ai / zf [o爲ni
& = 20,4
& = 20,4
(206)
(206)
Для передач, работающих при постоянном моменте сопротивления, удобнее силы выразить через момент ТИ2. Аналогично предыдущему
"=0-444 ^±^?)1^^吟•(207)
Формулы (206) и (207) получены для передач с непосредственным контактом ведущего колеса с ведомым. Расчет проводится по положению на минимальном радиусе регулируемого шкива: при 'max, если'регулируется ведущее колесо, и при 〃е，если регулируется ведомое колесо.
По формулам (206) или (207) может быть найден минимальный радиус 々 ведущего колеса, по которому из кинематических соотношений находятся все остальные размеры передачи.
Величины %,出，乙 м z определяются предварительно по схеме передачи; допускаемое напряжение [и]〃 и величины / и Е устанавливаются в зависимости от материала колес.
Отношением % = //& следует задаваться соответственно схеме передачи, так, чтобы скольжение было минимальным. Удобно ①】 находить по выбранному наибольшему удельному скольжению из формулы (179). Если коротким является ведомый конус, то величина наибольшего скольжения обусловливается(р2 = IJb. В последнем случае в формулы (206) и (207) вместо % вводят
ф А = 「1 = Q = siny
*1 b b sin 电 ixb sin 网 ix sin аг 屮''
В передачах с промежуточным элементом расчет дол жен вестись по наиболее нагруженной паре: ведущее колесо —— промежуточный элемент или промежуточный элемент — ведомое колесо. Если промежуточный элемент являете^ паразитным (радиусы его по средней точке линии контакта с обоими колесами одинаковы), то окружные
силы в обеих парах равны и силы нажатия также одинаковы или почти одинаковы.
В этом случае передачи, работающие при N = const, рассчитываются по паре ведущее колесо — паразитный ролик в положении при /тах. Минимальный радиус q может быть определен по формуле (206). При этом угол а2 относится к паразитному ролику н & = =「"《 (где гп — радиус паразитного ролика).
Передачи, работающие при ТИ2 = const, следует рассчитывать по формуле (207); при /т1п по паре： промежуточный элемент —
Рис. 116. Радиусы кривизны колес при начальном контакте в точкеРис. 116. Радиусы кривизны колес при начальном контакте в точке
Рис. 116. Радиусы кривизны колес при начальном контакте в точке
Рис. 116. Радиусы кривизны колес при начальном контакте в точке
ведомое колесо. При этом гх и ах ——соответственно расчетный радиус и угол конуса паразитного ролика и & = г2/гп.
Наибольшее；нормальное напряжение ан (кгс/см2) при начальном контакте в точке, а также большая & и меньшая а (см) оси эллипса площадки касания находятся из формул
он а 0,245% 必尸』2 ②舟2；(208)
b q 2,8% / 急-；а = 2,8% |/-^ •(209)
В этих формулах Fn и：Е имеют то же значение, что и выпарах с линейным контактом; 乎一сумма главных кривизн колес, определяемая из зависимости
£々=% +岛2 +自1 +局2,
где kn и fe21 — кривизны первого и второго колес в нормальном сечении, пер пендикул яр ном плоскости осей (на рис. 116 плоскость хх)； ^12 и 々躋 —— кривизны колес в плоскости осей.
При этом
^11 = 7Г7 ； 自 2 = Т—； ^21 = "-— И 局2 = ~- •
Р11Р12)р21р22
Величина кривизны считается положительной при внешнем касании данного колеса и отр ицатель ной" пр и его внутреннем касании.
212
Коэффициенты na, пь и na можно взять из графика (рис. 117) в зависимости от величины Д, определяемой по формуле
4=£巨V(々11 -月2户+ (自1 一局2产十2 (а口 -а12)的1 一辰2)•
В：формулах (204)—(209) различием в значениях коэффициента. Пуассона при разных материалах пренебрежено.
Для пар с начальным контактом в точке допускаемые напряжения [а ]Яо можно брать примерно в 1,5 раза выше, чем для^пар с линейным二контактом. При работе в масле [82]
Если в передаче следует ожидать усиленного износа, то коэффициент долговечности в расчет не вводится.
Передачи, работающие в масле, необходимо проверять на теплообмен. В передачах, работающих без смазки теплообмен затруднен и предельная мощность лимитируется условиями нагрева. Если допускаемое контактное напряжение.для этого случая определено опытным путем по нагреву, то дополнительную проверку на теплообмен проводить нет надобности.
Вс избежание чрезмерного нагрева передачи, работающие беа смазки, должны интенсивно охлаждаться. С этой целью в кон- струкции следует предусматривать такие вентиляционные устройства, как ребра на нерабочей стороне колес, вентиляционные окна, и т. п.
Методика расчета фрикционных вариаторов зависит от выбранной схемы и материалов. Целесообразно вначале из условия получения минимального скольжения установить отношения 屮 ^ lib или г/&, затем по контактным напряжениям найти минимальный, радиус ведущего колеса и определить все остальные размеры колес: длины образующих, радиусы кривизны и действующие силы. Далее для различных положений передачи проверить контактные напряжения и относительное скольжение ^тах, которые служат критерием правильности установления основных размеров. После этого проверяют передачи на нагрев, рассчитывают нажимное устройства и производят расчет деталей вариаторов на прочность.
Глава 7
КОНСТРУКЦИИ И РАСЧЕТФРИКЦИОННЫХ ВАРИАТОРОВ
Существует много разнообразных конструкций фрикционных вариаторов, и предлагаются все новые и новые их конструктивные решения. Однако лишь некоторые из них выдерживают проверку практикой. Ниже рассматриваются наиболее распространенные конструкции вариаторов.
7.1. ЛОБОВЫЕ И КОНУСНЫЕ ВАРИАТОРЫ
Лобовые вариаторы изготовляют как с непосредственным контактом ведущего колеса с ведомым, так и с промежуточным роликом (см. рис. 112, а, з). Конструктивно эти вариаторы наиболее просты и в свое время применялись больше, чем вариаторы других типов. Рабочие поверхности стальных фрикционных колес выполняются шлифованными с шероховатостью 0,63 ... 0,32.
Основной недостаток лобовых вариаторов — значительная величина геометрического скольжения. Последняя согласно формуле (177) может быть определена из зависимости
тде Dx ——переменный диаметр диска.
При ведущем цилиндрическом колесе (аг = 0; а2 = 90°) берется знак плюс, а при ведущем диске (аг = 90°; а2 = 0)— знак минус.
Если принять О2т1п/& = 20 н 卩=1,5 при ведущем цилиндрическом колесе, то Е「= 8,3%. Таким образом, даже при больших минимальных диаметрах дисков скольжение значительно. Вследствие этого лобовые вариаторы целесообразно использовать лишь при малых мощностях.
Соединение дисков с валами рекомендуется осуществлять шариковыми или винтовыми нажимными устройствами, при которых ■сила нажатия пропорциональна нагрузке.
Во избежание чрезмерного скольжения центральную часть диска использовать не следует.
Одинарная передача, показанная на рис. 112, а, применяется при малых диапазонах регулирования. Если передача работает при 空14
постоянной мощности, то ведущее колесо следует выполнять цилиндрическим; при постоянном моменте сопротивления ведущим необходимо делать диск. Сила нажатия и 巴/F几 при этих условиях постоянны.
Приведенная кривизна пары в лобовом вариаторе постоянна;, для цилиндрического колеса р = 0,5D, для диска р — оо. Расчет на контактные напряжения следует вести на минимальном диаметре диска, при котором требуется наибольшая сила нажатия и скольжение достигает наибольшей величины.
Радиус колеса (см) при работе с N = const
1,4件需岛(2 ID
при работе с моментом на ведомом валу М2 = const
”0,444 J_^^|3M2 .(212)
В эти формулы при ведущем диске подставляется /тах, при ведомом диске /т1п. Допустимая величина 屮=r/b (г — минимальный расчетный радиус диска) может быть определена из выражения (210) по запасу сцепления В и выбранной допустимой величине геометрического скольжения
При ведущем цил и ндр и ческом колесе с учетом смещения полюса качения кинематические соотношения будут
『-% + m% + 忆 力_q.
光一'2 一 Rm + 现 r2 + x + m '
здесь гг — радиус ци л и ндр и чес ко го колеса; х — перемещение ведущего колеса из положения при г3.
Координата m полюса качения определяется по формуле (169).
Из анализа последнего выражения видно, что угловая скорость с перемещением ведущего колеса нарастает неравномерно. При малых радиусах диска небольшое его перемещение будет значительно изменять частоту вращения ведомого вала.
При ведущем диске
&(r；；_向 м^а+х — т).
Здесь зависимость угловой скорости от перемещения х линейна.
Одинарные лобовые передачи находят применение в приводах интеграторов, фрикционных прессов, прядильных и некоторых, других машин.
Сдвоенные лобовые передачи (см. рис. 112, з) выполняются с большими диапазонами регулирования, чем одинарные. Как при пружинном, так и при шариковом нажимном устройстве сила, нажатия не зависит от скоростного режима, окружная же сила
Рис. 118. Лобовой вариатор с про- I межуточным дискомРис. 118. Лобовой вариатор с про- I межуточным дискомизменяется с изменением радиусов дисков независимо от того, работает передача с ^ — const или с М^ = const. Следовательно, FtlFn в сдвоенных передачах всегда переменно.
Рис. 118. Лобовой вариатор с про- I межуточным диском
Рис. 118. Лобовой вариатор с про- I межуточным диском
Окружные силы и силы нажатия выпарах ведущий диск ——ролик и ролик — ведомый диск одинаковы. При N = const расчетная сила нажатия ©пределяется по первой паре на минимальном диаметре ведущего диска. Последний находится из формулы (211) при i — Гр/q (где гр — радиус ролика). Нажимное устройство 一следует устанавливать на ведущем
валу. При М2 = const расчет передачи и определение сил, нажатия производится^по паре ролик—ведомый диск на его минимальном радиусе г2. Диаметр ролика находится из формулы (212) при / = =г2/гр. Нажимное устройство здесь целесообразно размещать на ведомом валу.
%# +加.R*x — m '%# +加.R*x — m 'Ra+加Ri 一加Ra+加Ri 一加「2 +加厂1 一加「2 +加厂1 一加И & 0И & 0& 一7十加’%& 一7十加’%Минимальный запас сцепления оказывается на наименьшем диаметре диска, со стороны которого производится нажим. В остальных положениях сила нажатия больше необходимой. При установке шариковых нажимных механизмов на обоих валах сила нажатия будет определяться тем из них, момент на валу которого больше. Поэтому такая передача более приспособлена для работы при ^ = const в области ускорения и при ТИ2—const при замедлении. Кинематические соотношения ее
%# +加.
R*x — m '
%# +加.
R*x — m '
Ra+加Ri 一加
Ra+加Ri 一加
「2 +加厂1 一加
「2 +加厂1 一加
И & 0
И & 0
& 一7十加’%
& 一7十加’%
(213)(213)К этим соотношениям добавляется условие
(213)
(213)
ri + R2 = Ri +「2 = ^ir + Rar = °，
где a ——расстояние между осями дисков*
В лобовом вариаторе по схеме рис. 118 мощность передается .двумя потоками: непосредственным^контактом ведущего колеса / с ведомым диском 2, а также через^аразитные диск 5 и ролик 3. Регулирование производится перемещением ведущего диска. Необходимый нажим осуществляется автоматически через паразитный диск 5 механизмом 4, связанным с осью паразитного ролика 3. Достоинством конструкции является разгрузка от сил ведущего вала и его опор и значительная разгрузка ведомого вала. По этой схеме выпускались вариаторы на мощность до 0,7 кВт при пг = =1800 об/мин и Д — 3,5 ... 4,5.
На рис. 119 показаны две конструкции сдвоенных лобовых вариаторов с коническими паразитными роликами (см. рис. 112, 〃). Применение последних снижает величину геометрического скольжения. Нажим в вариаторе, выполненном по рис. 119, а, осуществляется винтовым, а по рис. 119, 6 — шариковым механизмом, поставленным на ведомом валу. Ведомый вал от изгиба разгружен. Вариаторы двухпоточные: с ведущего вала мощность посредством зубчатых пар передается на два ведущих диска и с них через ролики на один ведомый диск.
Конструкция вариатора Unicum FU фирмы Comptoir (рис. 119, б) более совершенна. Ролики этого вариатора вращаются на конических роликоподшипниках без наружных колец. Оси их
Рис. 119. Двухпоточные лобовые вариаторы с коническими роликами и механизмом нажатия:
а — винтовым; 6 — шариковым
укреплены на гайках регулирующего винта с правой и левой резьбой. Для предварительного нажима поставлена пружина. Колеса выполнены из закаленной стали. Передача работает в масляной ванне. Ведущие и ведомые колеса имеют сменные диски. Вариатор выпускается с диапазонами регулирования 6 и 10 на мощность до 13 кВт при 九1 = 1400 об/мин и Zmln. Диапазон регулирования несимметричный. При Д = 10 передаточное отношение, включая и зубчатую пару,匕也 =0,78 и /^ах = 7,8. Передаточное отношение зубчатой пары i3. п 1,6, фрикционной передачи /т1п 0,5 。^тах 5.
Ролик выполнен так, что середины линий контакта его с дисками лежат на общей нормали, поэтому зависимость (213) действительна и для такого вариатора. Угол при вершине ролика 2ap = = 60°. Длину образующей его (расстояние от вершины конуса до середины контактной линии) назначают равной радиусам дисков при / = 1. Тогда с учетом выражения (213)
'р = Rl|=l = R2t=1 = 0,5а = 0,5 (/?2 +「1)—厂1 «гпах + 1)
и радиус ролика по средней точке линии контакта Гр = Zp sin 30° = о,25« Стах + 1).
Кинематические соотношения будут следующими:
5 Rix土力 么=q +加个一加‘ n2一&一%±加人
Верхние знаки при ix < 1, нижние — при %〉1.
Анализ показывает, что для принятых в вариаторе соотношений геометрическое скольжение во второй паре на всем диапазоне регулирования и в первой паре при работе на ускорение достигает 6,5%. Однако при работе на замедление в первой паре оно резко возрастает и при imax достигает 30%. Величина скольжения в каждой паре в любом положении может быть найдена по формуле 《172) или для крайнего случая по формуле (173). При этом более короткая образующая может быть у диска или у ролика, в зависимости от положения последнего.
КПД вариатора, учитывающий только потери на геометрическое скольжение, в области ускорения достигает примерно 0,95 и выше. При работе на замедление он резко снижается до 0,8 при ifflax.
При нажимном устройстве, установленном на ведомом валу, вариатор приспособлен для работы с М2 = const. Наибольшая окружная сила будет на наименьшем диаметре ведомого диска, когда вариатор будет передавать наибольшую мощность. Расчет вариатора по формуле (212) производится для этого положения, причем в формуле (212) гх = гр — радиус ролика, /2тш =「"р, и, учитывая, что ролики конические, подкоренное выражение следует умножить на cos ар. На основании принятых соотношений
• 一 ^2 — 「lUmax + D £ 一. 4imin
‘2 mm = = (imm + l"p 'min — + 1 •
Так как вариатор двухпоточный, то в расчет вводится половина крутящего момента на ведомом валу. Величину 屮 предварительно находят по выбранной величине скольжения из формулы (179), которая применительно к stomv положению принимает вид
屮=军=击 [J ^* (1——0,5%mm) - 1 ].
Наибольшая величина скольжения на первой паре в области замедления будет заведомо больше выбранной величины 占门 Вариатор достаточно надежен, имеет фрикционные тела простой формы, но обладает низким КПД, требует, как и двухпоточный вариатор, высокой точности изготовления деталей.
Стендовые испытания в ЭНИМСе описанного вариатора V ——13 (рис. 119, б) с номинальной характеристикой пг = =1430 об/мин; Д = 6; zz2 = 230 ... 1400 об/мин; 乂含=12,5 кВт при 冷2тах н “2 = 7,4 кВт при п2т1п показали, что вариатор может продолжительное время передавать мощность 7,4 кВт на всем
диапазоне регулирования скорости. Температура масла при указанной мощности составляла 70 ... 75° С. Было установлено, что уже при п2 = 650 об/мин с увеличением передаваемой мощности температура масла резко возрастает, поэтому повышать мощность. ДО 12,5 кВт при увеличении 冷？ можно лишь кратковременно. Наибольшее значение КПД вариатора достигалось при /ф 1. Испытания в течение 1400 ч при 必=7,4 …8」кВт не выявили дефектов вариатора.
В вариаторе, показанном на рис. 119, 6, усилия нажатия фрикционных пар воспринимаются подшипниками и передаются на
Рис. 120. Четырехпоточный сдвоенный лобовой вариаторРис. 120. Четырехпоточный сдвоенный лобовой вариатор
Рис. 120. Четырехпоточный сдвоенный лобовой вариатор
Рис. 120. Четырехпоточный сдвоенный лобовой вариатор
корпус вариатора. Это вызывает потери на трение в опорах и повышает требования к прочности и жесткости корпуса.
В более поздней конструкции (рис. 120) введением второго симметричного ряда промежуточных роликов достигнуто замыкание- усилий нажатия фрикционных пар на центральном валу и разгрузка от них подшипников и корпуса. Нажатие фрикционных пар осуществляется кулачковым механизмом со стороны ведущего вала. Износ фрикционных тел компенсируется перемещением втулки по резьбе на конце центрального вала. Вариаторы такой конструкции изготовляют на мощность 3 ... 22 кВт при 冷^ = =1400 об/мин,冷а = 280 ... 1700 об/мин, Д = 6 и на мощность. 50 кВт при 〃 = 2.
.Конусные вариаторы отличаются большим разнообразием схем: и конструкций. Ниже рассматриваются некоторые из них.
Вариаторы типа Webo (см. рис. 112, г) просты в изготовлении. Колеса — два конуса с большими углами при вершинах
(рис. 121, а); касание внутреннее. Ведомое колесо может быть и плоским.
Относительно большое скольжение, присущее передачам по этой схеме, ограничивает длину линии контакта, и поэтому передача применима при мощности до ^ = 4,5 кВт и узких пределах регулирования. Материал пары 一 сталь или чугун по текстолиту, работающие без смазки. Вал ведомого колеса плавающий; нажатие производится пружиной, воздействующей на ведомый вал. Регулирование осуществляется изменением диаметра ведущего колеса
Рис. 121. Конусный вариатор типа Webo: а — общий вид； б — схема перемещения колес
Валы расположены под углом один к другому (рис. 121,6). Если 2al и 2a2 ——углы конусов, то угол между осями валов Т = а? — ар Принимают 出 = 80 ... 85° и 丫 = 3 … 5°.
При перемещении ведущего вала в вертикальном направлении на величину у радиус ведущего конуса изменяется на
Аг —Аг —у sin аг 'sin 4у sin аг 'sin 4
Аг —
Аг —
у sin аг 'sin 4
у sin аг 'sin 4
При этом ведомый вал должен переместиться в горизонтальном направлении на
x = gctga2 = A，爲.
Передаточное отношение
. 广2 士加 5m a2F ±加 sin a2.
“ R ru ± m sin ct! ~, 迎£1 ± m sin ai
1 …sin J
Знак плюс берется при zx < 1, минус — при % > 1.
Наименьшее передаточное отношение при работе на ускорение ограничивается касанием в точке а образующих (рис. 121, б), противоположных рабочим образующим. Оно составляет
>>cos %cos (2а! — a2)cos %cos (2а! — a2)b丽b丽
>
>
cos %
cos (2а! — a2)
cos %
cos (2а! — a2)
b
丽
b
丽
Рис. 122. Изменение силы нажатия в вариаторе типа Web。Рис. 122. Изменение силы нажатия в вариаторе типа Web。
Рис. 122. Изменение силы нажатия в вариаторе типа Web。
Рис. 122. Изменение силы нажатия в вариаторе типа Web。
Ориентировочно можно принять zmln = 0,65 ... 0,70. Наибольшее передаточное отношение zmax ограничивается скольжением, так
как при использовании слишком малых радиусов % последнее сильно возрастает. При выбранной величине скольжения ^ fmax можно
определить по формуле (178). Для этих передач принимают %х Д° 1>5 и в крайнем случае до 2,0. Диапазон регулирования Дшах = imJimln = =2,5 ... 3.
Для уменьшения скольжения ср = /т1п/Ь следует брать возможно большим: при zmax = =1,5 не менее6 ... 7 и при %ах = 2 — до8 ... 10. При расчете целесообразно по fmax и выбранным ах, ос? н Е нз формулы (179) определить ср и затем по (206) или (207) найти минимальный радиус шкива.
Если передача работает при М2 = const, то Ft = const и нажатие пружины должно быть постоянным. Для этого ведомое колесо необходимо выполнять плоским (а2 = 90°).
При постоянной мощности нажатие переменно и
F — В%
Наибольшее нажатие имеет место на минимальном радиусе 小 Отношение сил нажатия в крайних положениях
尸几max Rl
Угол ведомого конуса в этом случае выполняют отличным от 90°. Тогда при регулировании ведомый вал перемещается в осевом направлении на величину х и соответственно деформирует пружину. Дополнительная деформация ее при перемещении из одного крайнего положения в другое должна обеспечить повышение нажа- тня от Fn 01m до Fn max.
При линейной характеристике пружины (рис. 122)
九尸n maxRl '
где 九——полная деформация пружины при работе на радиусе q. Отсюда
#& -"_也
Подставляя сюда приведенное выше выражение для перемещений, получаем, что для обеспечения необходимого изменения силы нажатия полная деформация пружины
九=.с 艺室_R (214) sin 1 ' '
Расчетная сила, действующая на пружину, Fa = Fnmax sin a2. Сила нажатия, создаваемая пружиной, изменяется по прямой ас (рис. 122), а необходимое давление ——по кривой abc. В промежуточных положениях нажатие будет несколько избыточным.
На данном скоростном режиме вариатор с нажатием, осуществляемым пружиной, работает с постоянной силой нажатия независимо от нагрузки. Если нагрузка изменяется независимо от скоростного режима, то вариатор целесообразно выполнять с нажатием, пропорциональным нагрузке. Для этой цели зубчатая пара, которая устанавливается за фрикционной парой (см. рис. 121, а), выполняется с косыми зубьями. Направление и угол наклона зуба устанавливаются так, чтобы осевая сила Fat действующая со стороны ведомой шестерни на ведущую, создавала необходимую силу прижатия во фрикционной паре. Ведомое колесо делается в этом случае плоским. Осевая сила в зубчатой паре
Fa = F/3tgY = £*tgY,
где 尸/з, Ft — окружные силы соответственно зубчатой и фрикционной пар; ¥ — угол наклона зуба на начальном цилиндре; г2 — радиус ведомого фрикционного колеса; г3 — радиус ведущей шестерни.
Для работы вариатора необходимо, чтобы Fa > Fn sin a2 или tgY> -T^-sina2. (215)
Последнее условие требует применения косозубых колес с большим углом наклона зуба. Можно использовать комбинирО' ванный способ с нажатием осевой силой косозубой пары и действием пружины. Чтобы не было пробуксовки пары на холостом ходу, слабая пружина должна ставиться и в том случае, когда нажатие осуществляется только за счет осевой силы зубчатой пары. Вариатор прост по конструкции, но рабочие колеса его подвержены быстрому износу. Этот недостаток в значительной степени ослаблен в вариаторах, выполненных по аналогичной схеме, фрикционная пара которых сталь по стали имеет высокую твердость и работает в масляной ванне. На рис. 123 показан такой вариатор фирмы Shimpo Kogyo с шариковым нажимным механиз』 мом и пружиной предварительного нажатия фрикционной пары. Регулирование скорости осуществляется поворотом электродвигателя, эксцентрично расположенного в корпусе вариатора. Углы конусов фрикционной пары ^ = a2 = a; fmln = 1. Благодаря 222
работе в масле диапазон регулирования увеличен до 10. Наибольший типоразмер вариатора имеет электродвигатель мощностью 1,5 кВт, частоту вращения входного вала пх = 1200 об/мин и крутящие моменты на выходном валу:
л2( об/мин 1203005007009001200
М2, кгс-м 0,721,301,861,951,581,12
Рис. 123. Вариатор фирмы Shimpo Kogyo со стальной фрикционной парой, работающей в масле
На рис. 124 показан аналогичный вариатор, скомбинированный с червячной передачей, имеющей 力小口 = 35 ... 40 при пдв ~ q 1500 об/мин. Нажатие фрикционной пары осуществляется
Рис. 124. Вариатор фирмы Shimpo Kogyo, скомбинированный с червячной передачей
осевой силой червяка 2. Вследствие этого направление крутящего момента на выходном валу постоянное. Червяк насадной, имеет возможность осевого перемещения. Пружина 5 обеспечивает плавность нажатия фрикционно^ пары. Предварительное нажатие осуществляется пружиной 1. Расчетный диаметр ведомого фрик-
ционного колеса d^tK и диаметр начальной окружности червячного колеса d4.K связаны зависимостью
В sin а пТ]ч. п'
где /ч,п и т]ч<п ——передаточное отношение и КПД червячной передачи.
Вариаторы изготовляются на мощность до 1,5 кВт при пх = =1500 об/мин и Д = 10.
А-АА-АМомент на выходном валу для наибольшего типоразмера:Момент на выходном валу для наибольшего типоразмера:%, об/мин 41020253040Mg, кгс-м 11,016,525,126,526,022,0%, об/мин 41020253040Mg, кгс-м 11,016,525,126,526,022,0
А-А
А-А
Момент на выходном валу для наибольшего типоразмера:
Момент на выходном валу для наибольшего типоразмера:
%, об/мин 41020253040
Mg, кгс-м 11,016,525,126,526,022,0
%, об/мин 41020253040
Mg, кгс-м 11,016,525,126,526,022,0
Для расширения диапазона регулирования применяют двухступенчатые передачи Webo по типу, показанному на рис. 125. Нажатие осуществляется пружинами, поставленными между колесами промежуточного вала. Регулирование производится перемещением этих колес вместе с корпусом подшипников.
Фирма William Ргут выпускает подобные вариаторы с 〃 = 10. Регулирование в них осуществляется не поступательным, а вращательным движением промежуточного вала с колесами относительно оси, не совпадающей с осью ведущего и ведомого валов. Это упрощает конструкцию. Нажатие в нем осуществляется тарельчатыми пружинами. Сила нажатия регулируется в зависимости от нагрузки. Для этой цели между колесами промежуточного вала имеется винтовое нажимное устройство (см. рис. 111, 6). Вариаторы этого типа выполняют преимущественно с регулировкой только на
замедление. Окружная сила в тихоходной ступени на всех режимах, кроме работы при i = 1, больше, чем в быстроходной паре. Поэтому расчет производится так же, как и одноступенчатой передачи Webo, но по тихоходной паре.
На рис. 126 показаны две конструкции вариаторов с нажатием реактивным моментом (по схеме на рис. 112,0), состоящие из двух фрикционных конусов с внутренним касанием и зубчатого редуктора, свободно качающегося относительно оси ведомого вала.
Рис. 126. Конструкция конусных вариаторов с нажатием реактивным моментом, действующим на корпус редуктора:丿一ведущее колесо; 2 — ведомое колесо; 3 ——качающийся редуктор; 4 — стойки редуктора; 5 — электродвигательРис. 126. Конструкция конусных вариаторов с нажатием реактивным моментом, действующим на корпус редуктора:丿一ведущее колесо; 2 — ведомое колесо; 3 ——качающийся редуктор; 4 — стойки редуктора; 5 — электродвигатель
Рис. 126. Конструкция конусных вариаторов с нажатием реактивным моментом, действующим на корпус редуктора:
丿一ведущее колесо; 2 — ведомое колесо; 3 ——качающийся редуктор; 4 — стойки редуктора; 5 — электродвигатель
Рис. 126. Конструкция конусных вариаторов с нажатием реактивным моментом, действующим на корпус редуктора:
丿一ведущее колесо; 2 — ведомое колесо; 3 ——качающийся редуктор; 4 — стойки редуктора; 5 — электродвигатель
В вариаторе по рис. 126, а корпус редуктора 5 снабжен цапфами и может качаться в подшипниках стоек 4. В- вариаторе фирмы William Prym (рис. 126, 6) редуктор подвешен на валу рабочей машины.
Нажатие на фрикционные колеса производится реактивным моментом, действующим на корпус редуктора. Нормальная сила переменна и примерно соответствует передаваемой нагрузке. Для начального прижатия ставится слабая пружина, воздействующая на корпус редуктора; при наклонном или горизонтальном расположении редуктора для этого достаточно его веса. Оси колес параллельны, и углы конусов ос】=ос? = а. Регулирование достигается осевым перемещением ведущего конуса по втулке на валу электродвигателя или вместе с последним.
В конструкции по рис. 126, а применен фланцевый электродвигатель 5 с лапами. Фланец двигателя используется для крепления ведущего конуса и разгрузки вала двигателя от изгибающих моментов. Двигатель устанавливается на подвижные салазки,
225225Б. А. Пронин и др.
225
225
перемещением которых производится регулирование скорости. Ведущее колесо J стальное, ведомое колесо 2 со сменным фрикционным кольцом из текстолита.
Для лучшего охлаждения пары ведущее колесо делается двойным с ребрами между наружной и внутренней частями, служащими лопастями вентилятора. Ведомое колесо охлаждается потоком воздуха, который подсасывается благодаря вентиляции.
Рис. 127. Схема вариатора РК
При передвижении конуса на величину х (от положения при ’max) радиус ведущего колеса изменяется на Аг = % tg а. Передаточное отношение и частота вращения ведомого вала
• = f — tn sin а — 々一sin а .” — Г1х — m sin а —tg а — m sin а '
“2% = 〃2 min H'——：Mi.
mm 1 r^~m sin а 丄
Наименьшее передаточное отношение для передачи этого типа /min = 1,25, наибольшее обусловливается скольжением g и может быть определено по формуле (178), если принять в ней ах = а2. При приемлемых 自 и 屮 i^ax и диапазон регулирования получаются малыми. Практически передачи выполняются со следующей характеристикой: imax до 3,75 и в крайнем случае до 6,25; Д = 3 5, передаточное отношение зубчатой пары i = 3 ... 4,5 и момент на ведомом валу привода М2 до 23 кгс・м. Однако геометрическое скольжение при этом достигает 10%.
Отношение 屮 может быть определено по формуле (179); рекомендуется его брать равным не менее 8 10. Минимальный радиус ведущего конуса (при rmax) определяют по формулам (206) или (207). Учитывая, что при imax имеется некоторый избыток нажатия, при расчете следует вводить повышенный запас сцепления. Угол конуса 2a = 110°.
Из условия равновесия качающейся системы (рис. 127)
尸£з&з — ^1^3 cos б + sin 3 = 0,
где F/з ——окружная сила зубчатой пары; причем 尸/з = Т/ —； 尸/ — окружная сила фрикционной пары; а3 — г3 + г4 — межосевое расстояние зубчатой пары; Fnl = Fn cos а ——радиальная составляющая силы нажатия Fn\ 6 ——угол между линией центров зубчатой передачи и перпендикуляром к направлению силы 尸△； 「3 % Q ——начальные радиусы зубчатых колес,
Отсюда сила нажатия, создаваемая реактивным моментом на корпусе редуктора,
1 + — sin 61 + — sin 6(216)(216)
1 + — sin 6
1 + — sin 6
(216)
(216)
Угол 6 может быть найден из выражения
sin 6 =sin 6 =d — (W + %x)203”*d — (W + %x)203”*(217)(217)
sin 6 =
sin 6 =
d — (W + %x)203”*
d — (W + %x)203”*
(217)
(217)
где a — расстояние между центрами ведомого вала редуктора и ведущего конуса; аф* — переменное межосевое расстояние фрикционной пары, равное афх = г?——％*• При регулировании угол 6 изменяется. Если с^ + ajmin V a? V aW + 磁 max, то 6 от наибольшей величины при аф min уменьшается до нуля и затем снова увеличивается до второго наибольшего значения при афтах. Если а? < < а| + al min или d > ag + й：фтах, то изменение 6 одностороннее.
Из формулы (216)
尸九—「2 +「3 sin В
Ff —「3 cos a cos 6
и запас сцепления
=幫=——-—Г-(且 + sin . 1 尸fcos a cos о \'/
Как видно, нажатие и запас сцепления при регулировании изменяются. При 3 = 0 нажатие минимально и Fn уcos a
с увеличением угла 3 при данной окружной силе оно возрастает.
Для уменьшения колебания величины нажатия углы 6 в крайних положениях должны быть равны, а для этого должно выполняться условие
a = l^〃3 + ^ф т!п^ф max •
Размеры зубчатых колес должны назначаться из условия получения необходимого нажатия 尸〃• Для этого согласно (162) и (216) необходимо, чтобы
4 CQf a cos 6 — sin 6,4 CQf a cos 6 — sin 6,
4 CQf a cos 6 — sin 6,
4 CQf a cos 6 — sin 6,
Расчет ведут по наиболее опасному случаю при 3 = 0, тогда • р cos а
Фирма William Prym указывает, что коэффициент сцепления принят 左сц = * = 0,15.
Расчет зубчатой пары ведут по ГОСТ 21354—75 так, чтобы соблюдалось условие (218).
Вариаторы по схеме на рис. 112, п с раздвижными конусами и самозатягивающимся кольцом компактны, но им присуще относи-
2 5
Рис. 128. Вариатор фирмы Heynau с раздвижными конусами и самозатягивающимся кольцом:
/ — ведущие конусы; 2 — ведомые конусы; 3 — кольцо
тельно высокое геометрическое скольжение. Конусы и кольцо выполняются из закаленной до высокой твердости стали и работают в масле (рис. 128). Выполняются на мощность до 9 кВт при пх = =1400 об/мин; Д до 16. КПД невысокий и составляет п = 0,7 ... 0,8; характеристика нежесткая: с изменением нагрузки частота вращения ведомой системы изменяется в значительных пределах. Нажатие в передаче автоматическое, осуществляется самозатягивающимся кольцом, охватывающим фрикционные конусы. Кинематические и силовые зависимости для этого вариатора, а также предпосылки расчета приведены в [72 ].
На рис. 129 показан вариатор фирмы Shimpo Kogyo также с самозатягивающимся стальным кольцом. Работает в масляной ванне. Вариаторы этого типа изготовляются на мощность до 6,8 кВт с симметричным диапазоном регулирования. Наиболее крупный типоразмер вариатора при М] = 1200 ... 450 об/мин передает мощность 6,8 ... 3,3 кВт при n2max и 3,9 ... 1,9 кВт при n2mln соответственно.
Передаточное отношение вариатора .cos а а 〔
& 公
С учетом смещения полюсов качения т
.— r2x + m sin а — 2「к cos а —。一 口 г + 加 sin а 一 口"-^ sin a 一~n% - m sin а
Поверочный расчет на контактные напряжения производится по формуле (204). Приведенный радиус кривизны определяется как
Р =Р =「к cos ot — Гх「к cos ot — Гх
Р =
Р =
「к cos ot — Гх
「к cos ot — Гх
Проектный расчет для передачи, работающей при ^ = const, необходимо вести по формуле (206) по паре q—гк. При этом в формулу следует подставлять 乙=「丿々；а2 = °； ai = а- При М2 = const расчет ведется по паре &—%； подставляя в формулу (207)出=0; % = a; ix =与厶 для-данной передачи, получаем выражение для г2 (см)： — 一 一 一
f=0,56步(厶一 85力,需『0脈.一二■-
На рис. 130 показан^дв^хпоточнЛ'вариатор, выполненный по схеме на рис. 112, о. Соедйнёйёобоих ведущих конусов 5 (рис. 130) с валом электродвигателя 10, а также ведомых конусов 8 с выходным валом 5 вариатора производится с помощью конических зубчатых пар J и 6. Регулирование осуществляется перемещением ролика 4, нажатие ——тарельчатыми пружинами 2 и 7, воздействующими через подшипники на каждый конус. Сила нажатия постоянна, поэтому передача при значительных ускорениях пробуксовывает. Для более плавного включения и уменьшения пускового
момента между электродвигателем и вариатором поставлена фрикционная муфта 9. Передачи работают в масле. Вариатор выполняется с номинальным диапазоном 〃 = 6; регулирование фрикционной пары симметричное, так что 1фтах =： ]/б = 2,45 и %тт = 1/2,45 = 0,408. Передаточное отношение зубчатых пар: h Q i」5 (пары J на рис. 130) и 厶=2 (пары 6). Общие передаточные отношения вариатора ib max = 5,6 и ib min = 0,93. Наиболь-
Рис. 130. Двухпоточный вариатор фирмы TommasiniРис. 130. Двухпоточный вариатор фирмы Tommasini
Рис. 130. Двухпоточный вариатор фирмы Tommasini
Рис. 130. Двухпоточный вариатор фирмы Tommasini
ший типоразмер вариатора допускает N = 3,7 кВт при n2max = =1500 об/мин и N = 2,2 кВт при 孔2mm = 250 об/мин.
Передаточное отношение
,—「2尤 + /п sin а — г + (% + 加)sin а .”— ％ — пг sin а — 7? — (х + m) sin а，
здесь х — перемещение ролика из положения при rmin. Диапазон
— г2 — rr^ sin2 а *
Относительное скольжение
1 + В1 + В2§(р 士 12§(р 士 11+В1+В
1 + В
1 + В
2§(р 士 1
2§(р 士 1
1+В
1+В
знак плюс для пары ролик — ведомый конус, знак минус ——для пары ведущий конус—ролик.
Расчет на контактные напряжения может быть проведен по формуле (206) для пары ведущий конус ——ролик при гтах. При этом а2 = 0, г — 2. Значение 屮 определяется из предыдущей формулы по величине скольжения |. Диаметр ролика принимают dp q 0,8D, 230
Входящее в расчетную формулу (206) передаточное отношение пары
乙=今=° jD = 0»8imax.
На рис. 131 показана схема (рис. 112, %) вариатора Корр с двусторонними промежуточными фрикционными конусами. В этом вариаторе вращение от ведущего кольца J передается ведомому кольцу 5 через комплект промежуточных конических роликов 6. Последний располагается в каретке 4. При помощи зубчато-рееч-
Рис. 131. Вариатор типа Корр с двусторонними промежуточными коническими роликамиРис. 131. Вариатор типа Корр с двусторонними промежуточными коническими роликами
Рис. 131. Вариатор типа Корр с двусторонними промежуточными коническими роликами
Рис. 131. Вариатор типа Корр с двусторонними промежуточными коническими роликами
ного механизма 3 каретка перемещается вдоль оси передачи, чем достигается изменение передаточного отношения. Прижатие осуществляется шариковыми устройствами 2 и 7.
Благодаря применению двусторонних промежуточных конусов существенно расширяется диапазон регулирования. Использование первоначального линейного контакта фрикционных тел позволяет повысить нагрузочную способность таких вариаторов в сравнении с аналогичными вариаторами, в которых в качестве промежуточных тел используются шары.
Вариаторы имеют следующую характеристику: при ^ до 3 кВт Д = 12; при N до 15 кВт 〃 = 9 и при У до 37 кВт Д = 4.
Передаточное отношение вариатора
n COSY R —:%
. 拉 1sin a
I .
孔2" R 8s 丫 2R sin (a + V)4- a 4- %
sin ar
Обозначения см. на рис. 131.
При определении контактных напряжений в наиболее опасном месте внешнего касания ведущего диска и промежуточного конуса в формулу (204) подставляется приведенный радиус (при линейном начальном контакте)
=Р1Р2—Р Р1+Р2 '
где
—_ R — tg a
Pi — cos 歹 * P2 — cos a X cos у '
Конусные и особенно лобовые вариаторы обладают в срйвйёнйй с другими типами фрикционных вариаторов повышенным геометрическим скольжением. Однако при работе в масле этот недостаток менее ощутим. Благодаря же более простой конструкции и повышенной точности изготовления средствами современной технологии машиностроения они получают достаточное применение, особенно при малых мощностях.
ТОРОВЫЕ ВАРИАТОРЫ
Торовые вариаторы могут выполняться с диаметрально (см. рис. 112, с, т) и хордально (см. рис. 112, у) расположенными роликами, причем и первые и вторые могут быть как с симметрич-
Рнс. 132. Схема торового вариатора с хордальным расположением роликов
ным (см. рис. 112, с, у), так и со смещенным в сторону редуцирования диапазоном регулирования (см. рис. 112, т). Рабочие поверхности ведущего и ведомого шкивов являются частью поверхности тора.
Вследствие значительного геометрического скольжения вариаторы с диаметральным расположением роликов могут работать только в масле. Они изготовляются на мощность до 15 кВт с “ = 6 (в специальном исполнении до “ = 10).
Более рациональны вариаторы с хордальным (рис. 132) расположением роликов. При надлежащем соотношении размеров геометрическое скольжение в них значительно меньше, чем в любой другой бесступенчатой передаче, и поэтому они допускают работу без смазки. Этим передачам посвящен целый ряд исследований, главным образом отечественных, а также зарубежных [56, 76, 88 и др.].
Рабочая поверхность колес (чашек) в вариаторе — часть поверхности кругового тора, рабочая поверхность роликов — сфера радиуса R (рис. 132). Валы вариатора соосны. Регулирова- 232
ние, как правило, симметричное. Диапазон регулирования Дтах = = 4 ..・ 6. Для разгрузки валов от изгиба и для увеличения передаваемой мощности ставятся два (иногда три) паразитных ролика. С целью обеспечения равной нагрузки роликов оси качания их закрепляются в плавающей рамке.
Нажатие автоматическое, осуществляется двумя шариковыми нажимными устройствами, поставленными на ведомом и ведущем валах. Подобное нажатие обеспечивает жесткую хаграктеристику передачи и отсутствие буксования как при разгоне, так и прй колебании скорости и нагрузки ведомой системы.
Регулирование угловой скорости ведомого вала производится наклоном осей роликов. Передаточное отношение вариатора в зависимости от угла поворота роликов 6 (рис. 132) без учета смещения полюса качения определяется выражением
.—H—Rcos(е+Ф
“ 一Reos(8—В) ■
Более точное значение ix может быть найдено из формулы (170).
Вершина конуса, касательного к поверхности ролика в середине рабочего пояска, описывает при регулировке дугу аа, близко расположенную к осям обоих колес. Вследствие этого расхождение вершин конусов и относительное скольжение получаются малыми. В положениях, когда оси роликов проходят через точки б, вершины конусов совпадают и передача работает без геометрического скольжения. Наибольшие расхождения вершин конусов G и g имеют место в крайних положениях на rmin и гтах и в среднем положении (%) при i = 1.
Величина скольжения зависит от расстояния Я центра качания ролика от оси вращения чашек и уменьшается с его увеличением. Подбором параметров передачи Н, R % В можно точки 6 расположить в зоне передаточных отношений, при которых вариатор работает наибольшее время. Таким образом можно снизить геометрическое скольжение в этой области и уменьшить износ колес. Однако следует иметь в виду, что в других крайних положениях геометрическое скольжение будет наибольшим.
Для вариаторов универсального применения целесообразно размеры назначать так, чтобы 2% = G + 後・
Сила нажатия в месте контакта ведущего колеса с роликом, с учетом (199), при двух роликах будет (рис. 132)
sin %sin %MiMi2гш tg Y sinai2гш tg Y sinaiMi/i —Mi 2rmr± tg y 2гш tg y sin (0 T 6) *(219)Mi/i —Mi 2rmr± tg y 2гш tg y sin (0 T 6) *(219)
sin %
sin %
Mi
Mi
2гш tg Y sinai
2гш tg Y sinai
Mi/i —Mi
2rmr± tg y 2гш tg y sin (0 T 6) *
(219)
Mi/i —Mi
2rmr± tg y 2гш tg y sin (0 T 6) *
(219)
где Fa —— осевая сила, развиваемая шариковым нажимным устройством ведущего вала в точке контакта с одним роликом; ах — половина угла при вершине ведущего конуса; Мг — крутящий момент на ведущем валу; у 丄 угол канавки нажимного устройства; гщ — радиус по центру шарика； /4 ——длина образующей
233
ведущего конуса; 0 — угол, соответствующий полухорде ролика; 6 — угол поворота ролика.
В формуле (219) знак минус перед 6 берется при работе на замедление, знак плюс — при работе на ускорение.
Окружная сила в точке контакта с каждым роликом будет
F± =也 业•/220)
f 2q2 [Я-/? COS (0 + 6)] 1目^⑺
отсюда запас сцепления
В =料== / 岁一欠cos(6 子 6)
1 尸/ 「ujtgY 7 гщ tg y sin (0 + 6) '(//1 丿
Как следует из формулы (221), FtlFnl и запас сцепления при регулировании изменяются. Наименьший запас сцепления будет при минимальном /1Т что имеет место на радиусе—.
Поэтому определение параметров гш и у нажимного устройства должно производиться для этого положения. В остальных положениях нажатие будет несколько больше необходимого.
Ограничение геометрического скольжения учитывают введением в расчетные формулы рациональных соотношений параметров ",R, В и「max, выражаемых коэффициентами
&&н「шах 'н「шах 'С2С2R ； maxR ； maxЬ「maxЬ「max
&
&
н
「шах '
н
「шах '
С2
С2
R ； max
R ； max
Ь
「max
Ь
「max
Применительно к разработанному в ЦНИИТМАШе ряду вариаторов с текстолитовыми роликами соотношения указанных параметров принимались
"=1,4R; & = 1,27 1,5; С2 = 0,93 . . . 1,07; С3 = 0,14 ... 0,23.
Попытка ЦНИИТМАШа разработки малогабаритных торовых вариаторов со стальными телами качения, работающих без смазки, оказалась бесперспективной по следующим причинам: требуется высокая точность изготовления вариатора, обеспечивающая над- лежащее прилегание роликов к чашкам; подверженность чашек местным износам, приводящим к нарушениям контакта фрикционных пар в эксплуатации; высокая чувствительность таких передач к небольшим разрегулировкам, вызывающая значительные усилия самоувода роликов; высокие требования к уплотнениям подшипниковых узлов.
Поэтому все последующие работы, осуществлявшиеся в СССР (РИСХМ, Уралмашзавод), проводились в направлении дальней- mero исследования и совершенствования передач с неметаллическими роликами. В этом исполнении габариты вариаторов оказы- ваются несколько большими, однако такие передачи менее требовательны к точности изготовления, проще в регулировке, износу подвергаются легко заменяемые ролики, в то время как более сложные в изготовлении торовые стальные чашки изнашиваются 234
весьма мало, требуются существенно меньшие усилия для управления вариатором, конструктивно проще решаются подшипниковые узлы.
Для вариаторов с неметаллическими роликами Ф. В. Костиковым [391 дано аналитическое обоснование оптимальных значений коэффициентов Сх, С2 и С3, обеспечивающих минимальные габариты и массу вариаторов. Применительно к вариаторам универсального назначения, когда неизвестны преимущественно используемые передаточные отношения, в качестве исходного им принято условие 瓦 工自2 = 2*з, где ^ и ^2 — геометрические скольжения в крайних положениях роликов; 2^3 —— общее скольжение при среднем положении роликов. Получены следующие расчетные значения коэффициентов: & = 1,54; С2 = 1,15; С3 = 0,27. При этом габаритная характеристика передачи Н/R изменяется от 1,4 при Д = 1,5 до 1,3 при 〃 = 6.
Расчет на. контактные напряжения следует проводить по наименьшему радиусу ведущего диска rlmin. Необходимые для этого расчета величины находятся из выражений (см. рис. 132):
cos a2 = sin 0 = ~^~;cos a2 = sin 0 = ~^~;2rl 2rl mln2rl 2rl mlnh - fi min — & /〃 —1 .
cos a2 = sin 0 = ~^~;
cos a2 = sin 0 = ~^~;
2rl 2rl mln
2rl 2rl mln
厶 — /1 min — Г1 max — J
У~ —力 Sin &1 — b /% sin CC]—丿瓦 Сз sin ar
Учитывая эти выражения и одновременную работу двух роликов, из формулы (206) получаем для определения наименьшего расчетного радиуса (см) чашки
厶mm= 18,5/备台-Д皆自 柒（222）
Основываясь на работах, проведенных в РИСХМе, Ф. В. Костиков рекомендует изготовлять торовые шкивы из стали 45 с твердостью НВ 240 ... 270, а ролики из ретинакса ФЮ6Л; при расчетах принимать допускаемое контактное напряжение [о 1笈=800 кгс/см2; коэффициент трения / = 0,35 ... 0,42 и модуль упругости £ = =13- Ю4 кгс/см2.
Так как при гшах имеет место некоторое излишнее нажатие, то при расчете rlmin следует брать повышенный запас сцепления.
Определив по формуле (222) rmin, далее по диапазону регулирования и выбранным коэффициентам Clt С2 и С3 находят основные размеры пары и из (221) параметры гш и у нажимного устройства. После этого определяют для нескольких положений действительные значения Fn,厶 н /2 H проверяют контактные напряжения и величины геометр и чес кого скольжения. Проверку следует выпол-
нять для двух крайних положений и, кроме того, при /lmin на радиусе
Осевые силы, действующие на ведущую и ведомую чашки,
尸“ =2久=2尸尸“ =2久=2尸02=爲而02=爲而
尸“ =2久=2尸
尸“ =2久=2尸
02=爲而
02=爲而
сухой торовой передачи с текстолитовымисухой торовой передачи с текстолитовымидауедауе
сухой торовой передачи с текстолитовыми
сухой торовой передачи с текстолитовыми
дауе
дауе
Осевая сила на ролике 尸碇 =(尸仪 + 尸〃?)cos 0.
При выводе зависимости (222) принято упрощающее допущение
о равномерном распределении погонной нагрузки по длине контактной полоски. Исследованием О. Л. Галушко несущей способности пятна контакта сухой торовой передачи с текстолитовыми
роликами [421 выявлена значительная концентрация контактного давления на концах контактной полоски, как это показано на рис. 133.
В： данной передаче нажатие осуществляется вдоль оси ролика и наиболее нагруженной оказывается точка В. Экспериментальными замерами установлено, что при максимальном нагружении передачи напряжение в этой точке примерно в 2,4 раза превышало среднее.
Для выравнивания контактного давления вдоль контактной полоски и повышения нагрузочной способности пластмассовых промежуточных роликов О. Л. Галушко рекомендует придавать изготавливаемому
ролику оптимальный рабочий профиль, который до нагружения касается торового шкива в точке, при
максимальном нагружении — по линии.
Приближенно такой профиль (на рис. 133 показан пунктиром) может быть построен радиусами q и г2 сопряженных окружностей или заменен дугой одной окружности. Методику определения радиусов г】и г? см. в работе [42 ]. По утверждению автора, такой профиль обеспечивает близкое к равномерному распределение контактных напряжений подлине площадки и позволяет в 1,4 ... 1,5 раза повысить несущую способность фрикционной пары.
В табл. 19 и 20 приведены характеристика и основные размеры ряда торовых вариаторов ЦНИИТМАШа.
В индексации типоразмеров слева от буквы Т (текстолитовые ролики) стоит число, определяющее мощность присоединяемого
двигателя, а справа ——диапазон регулирования.
Вариаторы 1,7-Т-6, 2,8-Т-4 и 14-Т-4 были подвергнуты длительным стендовым испытаниям, в процессе которых проверялись работоспособность и нагревание отдельных узлов и вариатора в целом, а также износостойкость фрикционных пар.
Как показали испытания, величина износа текстолитовых роликов за 1000 ч непрерывной работы при реализации полной
19. Основная характеристика торовых вариаторов с текстолитовыми роликами конструкции ЦНИИТМАШа
Типоразмер
д
об/мнн
кВт
Контактные напряжения, кгс/см2
аН1
*2
‘Нср
1,7-Т-б
6,25
1000
1,7 -
875
530
702
2,8-Т-4
4
1000
2,8
700
500
600
4,5-Т-4
4
1000
4,5
770
533
652
7-Т-4
4
1000
7
700
480
590
10-Т-4
4
1030
10
640
445
543
14-Т-4
4
1000
14
590
4iQ
500
20-Т-З
3
750
20
575
435
505
мощности электродвигателя составляла примерно 0,6 .. . 0,8 мм. Длительные испытания выявили увеличение радиального биения рабочей поверхности роликов с 0,05 до 0,2 мм после 2000 ч работы. При этом возрастал шум работающего вариатора. По истечении указанного срока работы ролики были переточены, после чего вариатор продолжал нормально работать. Фрикционные пары и подшипниковые узлы в процессе испытаний не перегревались. Подвижные соединения вариатора и уплотнения работали безотказно.
Проведенные испытания позволили откорректировать допускаемые напряжения для текстолитовых роликов.
Нагрузочная способность текстолитовых роликов обусловливается тепловой напряженностью их работы, последняя же определяется не максимальным напряжением, а средним ояср для обеих зон контакта: o^i для контакта ведущая чашка — ролик и о〃2 для контакта ролик —— ведомая чашка. Величины о”】и о”2 и средние о”ср приведены в табл. 19.
На рис. 134 показана конструкция вариатора 4,5-Т-4, которая отличается от ранее разработанных конструкций креплением
20. Основные размеры вариаторов ЦНИИТМАШа
Типоразмер
Размеры колес, мм (рис. 132)
Размеры нажимного устройства (см. рнс. 111)
Н
R
「max
'min
厶
ь
мм
丫。
ММ
1,7-Т-б
105
75
87
34,8
112,1
12
16
49
15
2,8-Т-4
120
85
88
44,0
124,8
17
17
51
16
4,5-Т-4
140
100
100
50,0
144,2
22
19
45
17,5
7-Т-4
165
120
114
57,0
171,0
25
28
45
19
10-Т-4
190
136
136
68,0
197,0
30
30
48
22,23
14-Т-4
225
160
163
81,5
233,0
35
32
51
31,75
、20-Т-З
280
200
187
108
290,0
44
39,2
45
44,45
‘eHawcaHexoNXOWOHHdem 丄以 HKeHHWdqeHNed к 目 a - ...I I - ^E«S=I«- s£x»i I - ^i?HHnxAdluHOXJr寸 daLBHdB©qqodoJ.FgldHd‘eHawcaHexoNXOWOHHdem 丄以 HKeHHWdqeHNed к 目 a - ...I I - ^E«S=I«- s£x»i I - ^i?HHnxAdluHOXJr寸 daLBHdB©qqodoJ.FgldHd
‘eHawcaHexoNXOWOHHdem 丄以 HKeHHWdqeHNed к 目 a - ...I I - ^E«S=I«- s£x»i I - ^i?
HHnxAdluHOXJr寸 daLBHdB©qqodoJ.FgldHd
‘eHawcaHexoNXOWOHHdem 丄以 HKeHHWdqeHNed к 目 a - ...I I - ^E«S=I«- s£x»i I - ^i?
HHnxAdluHOXJr寸 daLBHdB©qqodoJ.FgldHd
ролика, введением между хвостовиком чашек и полым валом бронзовых втулок, предохраняющих их от контактной коррозии, а также аналогичных втулок в шарниры, соединяющие самоуста- навливающуюся рамку с корпусом, и другими изменениями, повышающими надежность работы вариатора. Эти изменения были реализованы во всех приведенных выше типоразмерах вариаторов.
Вариаторы ЦНИИТМАШа рассчитаны на передачу постоянной мощности на всем диапазоне регулирования. Исключение составляет самый малый типоразмер 1,7-Т-6, для которого при п2 < пх М2 = const.
Изготовление чашек предусмотрено из стали 40Х с улучшением до твердости HRC 35 ... 38, а роликов — из обычных плит поделочного текстолита марки ПТ. Целесообразно для роликов использовать текстолитовые заготовки в виде труб. В последних волокна ткани наполнителя ориентированы более благоприятно, что повышает срок службы роликов. В передачах на мощность до 7 кВт включительно применена одна рамка — роликодержатель, несущая на себе оба ролика и соединенная с корпусом при помощи траверсы (рис. 134). В вариаторах с У > 10 кВт применены две рамки, шарнирно соединенные с корпусом и связанные между собой двумя тягами. На каждой рамке располагается по ролику.
Стендовые и промышленные испытания вариаторов разработанного ряда показали их довольно высокую работоспособность. Срок службы роликов до переточки составлял 1500 … 2000 ч работы. Следует отметить, что при стендовых испытаниях создавался тяжелый режим работы вариаторов: круглосуточная работа с реализацией полной передаваемой мощности на всем диапазоне регулирования. При переменном режиме в условиях эксплуатации долговечность текстолитовых роликов существенно повышается. КПД вариаторов с текстолитовыми роликами на оптимальном режиме составлял 0,95. Стендовые испытания выявили, что при длительной работе на одном передаточном отношении на чашках, улучшенных до HRC 30 . . . 35, образовывались канавки. Поэтому для таких условий эксплуатации целесообразно чашки закаливать и шлифовать.
Наиболее уязвимым элементом торового вариатора являются неметаллические ролики. Причинами выхода их из строя являются: тепловое разрушение пластмассы при перегрузках передачи, выражающееся в отслаивании участков рабочей поверхности вследствие аккумулирования тепла и обугливания материала ролика на некоторой глубине; износ роликов; огранка рабочей поверхности роликов, возникающая в процессе работы и увеличивающаяся с возрастанием срока эксплуатации.
Тепловое разрушение можно предупредить устранением перегрузки вариатора применением, например, предохранительных муфт. Допустимая величина износа может быть значительной, особенно в вариаторах конструкции РИСХМа, в которых чашки в осевом направлении зафиксированы и, следовательно, их обра- 239
зующие располагаются на одной окружности, а по мере износа ролики, имеющие свободу осевого перемещения, автоматически прижимаются к чашкам специальными нажимными устройствами. Огранка роликов имеет чередование со строго определенным шагом, что указывает на связь причины ее возникновения, по- видимому, с колебательным процессом, происходящим под действием ^упругих деформаций недостаточно жесткого узла уравнительной рамки, несущей на себе ролики (вопрос остается пока неисследованным). Основной причиной выхода роликов из строя является огранка их рабочей поверхности.
Рис. 135. Торовый вариатор конструкции Тележни- кова
На рис. 135 показана конструкция вариатора И. Ф. Тележни- кова (Уралмашзавод), в которой траверсы J роликов укреплены непосредственно в корпусе вариатора, тем самым резко повышена жесткость опор роликов. В результате резко уменьшились по* верженность роликов огранке, а также износ, ставший равным у обоих роликов.
Параметры разработанных И. Ф. Тележниковым двух типоразмеров торовых вариаторов приведены в табл. 21 (обозначения см. на рис. 132).
В последнем вариаторе по мере изнашивания роликов чашки сближаются, что искажает геометрию передачи, так как центры образующих дуг ведущей и ведомой чашек уже не совпадают. Периодической осевой регулировкой положения роликов винтом 2 это несовпадение центров сводится к минимуму. С этой целью предельные размеры между торцами чашек контролируются встро- енным калибром 3, который может быть использован в качестве датчика, дающего сигнал необходимости регулировки роликов. 240
22656555Рис. 136. Конструктивная схема самосервируемого механизма управления торовым вариаторомРис. 136. Конструктивная схема самосервируемого механизма управления торовым вариаторомт1:т1:
2
2
6
5
6
5
5
5
Рис. 136. Конструктивная схема самосервируемого механизма управления торовым вариатором
Рис. 136. Конструктивная схема самосервируемого механизма управления торовым вариатором
т
1:
т
1:
21. Параметры торовых вариаторов
Размеры, мм
Угол, стя- гивающий дугу контакта
9
°тах
R
н
ь
「min
「max
100
140
20
16
50,3
48,1
100,6
107,6
Н°27'34" 9° 10'00"
46°31'47"
47° 9」У
20° 16’54" 23。55'30"
И. Ф. Тележников рекомендует также производить предварительную обкатку текстолитовых роликов, при которой их поверхность уплотняется, а выдавливающаяся при этом смола покрывает рабочие поверхности роликов и чашек тонким слоем, способствующим повышению коэффициента трения. В качестве расчетного он принимает / — 0,38.
Эти вариаторы успешно эксплуатируются на Уралмашзаводе в приводах станков для испытания абразивных кругов диаметром
900 мм.
В разделе 6.8 отмечалось, что в случае выхода осей вращения фрикционных катков из одной плоскости (см. рис. 114) возникает вдоль образующей катка составляющая скорости скольжения, стремящаяся изменить взаимное положение катков. Как показали эксперименты [91 ] с торовыми вариаторами, возникающие моменты самоперевода роликов оказываются весьма значительными и повышаются с увеличением смещения осей и передаваемой нагрузки. Даже при смещении оси текстолитового ролика относительно оси стальных чашек на 0,1 мм момент самоперевода оказывался примерно равным моменту на ведомом валу.
Направление момента самоперевода роликов связано с направлением их вращения. Эффект самоперевода
роликов при вращении передачи ис- 一
пользуют для точной установки их осей при сбор ке~в ар и а торов. Кроме того, этот эффект в ряде случаев используют для изменения передаточного отношения вариатора.
}На рис. 136 показан пример конструкции самосервируемогз механизма управления вариатором. В этом механизме траверсы J, несущие на себе ролики, имеют хвостовики 3 с резьбой. На хвосто-
виках сидят гайки 2, фиксированные в осевом направлении буртиками. Хвостовики 3 имеют в гайках минимальный осевой люфт. На гайках закреплены зубчатые секторы 4 и 7, сцепляющиеся между собой, а также с шестерней 6, при повороте которой дости
гается изменение передаточного отношения вариатора. При этом происходит поворот гаек 2, в результате чего оси роликов отклоняются от плоскости хх передачи и ролики начинают поворачиваться в плане, смещаясь одновременно вдоль оси траверсы, пока их оси не возвратятся в плоскость хх.
На перевод роликов в рассматриваемом механизме： будет оказывать некоторое влияние наличие
двух окружных сил на ролике, также стремящихся с помощью резьбы повернуть ролик. Поэтому само- перевод роликов будет исчезать не при точном совмещении их осей с плоскостью хх передачи, а при некотором смещении, компенсирующем указанное влияние окружных сил.
Для ограничения относительного поворота винтовых пар в пределах величин А имеются кулачки 5, укрепленные на хвостовиках траверс роликов и располагаемые в прорезях гаек 2. Для синхронизации поворота траверс последние внизу сблокированы зубчатыми секторами 8.
Приведенный механизм управления вариатором требует в
десятки раз меньшего усилия управления в сравнении с усилием, необходимым при непосредственном повороте траверс, что позволяет в большинстве случаев обойтись без сервомеханизма.
Торовые вариаторы с хордальным расположением роликов обеспечивают малое геометрическое скольжение, высокий КПД, малое колебание запаса сцепления, но требуют квалифицированного изготовления и ухода. Такие вариаторы целесообразны для
применения лишь при серийном их изготовлении.
Ростовским институтом сельскохозяйственного машиностроения разработана конструкция (рис. 137) трехроликового торо- вого вариатора [76] на мощность 10 кВт с 〃 = 4 (& = 500 ... ...2000 об/мин). Материал роликов — текстолит; фрикционные пары
работают без смазки.
В этой конструкции самоустанавливающимися элементами являются чашки, которые сидят на сферических роликоподшипни
Рис. 138. Конструкция нажимной муфтыРис. 138. Конструкция нажимной муфтыках на одной полой оси. Под действием нажимных муфт чашки фиксируются на три точки — на три промежуточных ролика. На полой оси напрессована крестовина —роликодержатель. Таким образом, полая ось с чашками и крестовина с роликами образуют единый узел. Последний нижней частью закрепляется в корпусе.
Рис. 138. Конструкция нажимной муфты
Рис. 138. Конструкция нажимной муфты
Такая конструкция узла варьирова
ния позволяет производить совместную обработку посадочных мест для чашек и роликов и тем самым обеспечить более точное взаим
ное расположение фрикционных тел. Благодаря этому достигается более равномерное распределение силы нажатия на все три ролика и более синхронная их работа.
В рассматриваемой конструкции вариатора применена усовершенствованная нажимная муфта (рис. 138). Эта муфта сочетает в себе свойства нажимной, уравнительной и шарнирной муфт. Представляет она собой видоизмененную крестово-кулисную муфту, в которой вместо прямоугольных пазов и выступов сделаны пазы треугольного профиля с закладываемыми в них шариками. Снаружи и изнутри шарики охватываются втулками, удерживаю
щими шарики на определенном расстоянии от оси вращения.
Проведенные в течение 1600 ч испытания вариатора показали, что износ роликов по абсолютной величине несколько меньше, чем в вариаторах ЦНИИТМАШа, и протекает по более пологой кривой. Несколько меньшим оказалось и биение рабочей поверхности роликов, являющееся следствием возникновения при работе
огранки роликов.
Дальнейшим шагом в повышении работоспособности и долговечности торовых вариаторов с текстолитовыми роликами является разработка вариаторов, в которых чашки зафиксированы в осевом направлении и к ним прижимаются ролики гидравлическим или специальным механическим нажимными устройствами, обеспечивающими автоматическое изменение силы нажатия роликов пропорционально окружной силе [60]. При этом сохраняется неизмен-
ным центр поворота в процессе регулирований скорости и при износе роликов не искажается часть дуги окружности, на которой находятся образующие чашек.
Благодаря указанным особенностям конструкции вариатора обеспечивается более равномерное контактирование роликов и чашек и допустим больший износ роликов без нарушения контакта.
Рис. 139. Торовый вариатор фирмы ArterРис. 139. Торовый вариатор фирмы Arter
Рис. 139. Торовый вариатор фирмы Arter
Рис. 139. Торовый вариатор фирмы Arter
Рис. 140. Зависимость передаваемой мощности, крутящего момента и КПД от частоты вращения выходного вала для наиРис. 140. Зависимость передаваемой мощности, крутящего момента и КПД от частоты вращения выходного вала для наибольшего типоразмера вариатора фирмыArterбольшего типоразмера вариатора фирмыArter
Рис. 140. Зависимость передаваемой мощности, крутящего момента и КПД от частоты вращения выходного вала для наи
Рис. 140. Зависимость передаваемой мощности, крутящего момента и КПД от частоты вращения выходного вала для наи
большего типоразмера вариатора фирмыArter
большего типоразмера вариатора фирмыArter
Повышение эксплуатационных показателей торовых вариаторов—их долговечности и нагрузочной способности — может быть достигнуто путем применения закаленных до высокой твердости фрикционных пар и работы их в масле. Так, швейцарская фирма
Arter много лет изготовляет такие вариаторы на небольшую мощность (рис. 139). Конструктивными особенностями этих вариаторов являются несимметричное регулирование, применение само- устанавливающихся роликов, наличие центральной опоры чашек, применение одного механизма автоматического нажатия, располагаемого со стороны входного вала, а также последовательное распо
ложение пружины предварительного нажатия.
Вариаторы выпускаются как в виде самостоятельных передач, так и с прифланцованными электродвигателями и редукторными приставками с простыми и планерными зубчатыми передачами. Изготовляются вариаторы на мощность 0,15 ... 5,5 кВт с диапазоном регулирования от 4,5 до 10; максимальное передаточное отношение фрикционной передачи 3,1 ... 4,67. Частота вращения
входного вала ^ = 1400 об/мин; у малых типоразмеров ——до 2800 об/мин. Передаточное отношение приставок от 2,58 до 4,58.
На рис. 140 показан на примере наибольшего типоразмера характер изменения мощности и крутящего момента на выходном валу, а также КПД вариатора. Максимальное значение т]тах а 〜0,92.
ШАРОВЫЕ ВАРИАТОРЫ
В шаровых вариаторах (см. рис. 112, ф, х) ведущее и ведомые колеса имеют конические рабочие поверхности. Промежуточными телами являются шары. Регулирование производится изменением угла наклона оси вращения шаров, что изменяет радиусы гх и г2 (рис. 141, а) до точек контакта шара с конусами. Если ось вращения шара параллельна линии, соединяющей точки контакта а и Ь, или при одинаковых углах конусов обоих колес f параллельна оси колес (рис. 141, б), то q = г?，и передаточное отношение вариатора i = 1. При наклоне оси вращения шара из этого положения против часовой стрелки на угол 丫 (рис. 141, а) имеет место
работа на ускорение, при обратном наклоне оси вращения — работа на замедление. Если ось вращения шара проходит через точку Ь касания его с ведомым конусом (рис. 141, в), то г2 = 0, и ведомая система останавливается. Если ось вращения проходит между точками контакта а и b (рис. 141, г), то ведомая система вращается в обратную сторону.
Следовательно, шаровой вариатор может обладать большим диапазоном регулирования с остановкой и реверсом ведомой системы. Однако при приближении оси вращения шара к точке контакта геометрическое скольжение значительно возрастает, характеристика вариатора получается нежесткой (угловая скорость ведомого вала значительно изменяется при изменении нагрузки), а КПД резко падает. Поэтому практически диапазон регулирования принимают для вариаторов, выполненных по схеме, показанной на рис. 112,力，до 10 ... 12, а для вариаторов, выполненных по схеме на рис. 112, х — до 9.
В вариаторах на рис. 112, ф при вращении ведомого и ведущего валов в одну и ту же сторону вершина конуса, касательного к поверхности шара в точке контакта, и вершина конуса соответствующего колеса расположены по одну сторону от рабочего пояска. В вариаторах на рис. 112, х вершины конусов лежат по разным сторонам рабочего Аояска. Вследствие этого геометрическое скольжение в вариаторах первого типа меньше. Однако пятно
контакта в них расположено менее благоприятно, чем в передачах по схеме, показанной на рис. 112, %, а именно большей осью по направлению движения (см. рис. 107, б), что ухудшает условия работы пары в контакте.
Рабочие радиусы шара (рис. 142)
Е =厂 cos (а 土 丫 J r2x = r cos (a 乎 ％)；
здесь 7x ——угол наклона оси вращения шара к оси вариатора; г — радиус шара.
Рис. 142. Кинематическая схема шарового вариатораРис. 142. Кинематическая схема шарового вариаторатия, действующие на шартия, действующие на шар
Рис. 142. Кинематическая схема шарового вариатора
Рис. 142. Кинематическая схема шарового вариатора
тия, действующие на шар
тия, действующие на шар
Передаточное отношение вариатора
i =工=亠△ = cos 似 ± Yx) = 1 干 tg a tg Yx .2
*一 R 一 cos (a + Yx) —1 土 tgatg Yx *(，丿
Из формулы (223) может быть найден угол наклона оси вращения шара, соответствующий данному передаточному отношению:
tgY = ±T^爲.(224)
В приведенных формулах верхние знаки берутся при работе на ускорение, нижние — при работе на замедление.
Выражение (223) дано без учета смещения полюса качения.
Нажатие рабочих тел в шаровых вариаторах осуществляется шариковыми нажимными устройствами, которые устанавливаются на обоих валах вариатора. Из изложенного в разделе 6.6 следует, что эти устройства развивают осевые силы, пропорциональные крутящим моментам на валах, которые и создают необходимые силы нажатия Fn (рис. 143). Так как шары в осевом направлении не закреплены, то осевые составляющие, а также и силы нажатия в обеих точках контакта шара с колесами должны быть одинаковы. Следовательно, необходимая сила нажатия будет осуществляться в данный момент лишь нажимным устройством, поставленным на тихоходном валу с большим моментом: при работе на замедление ——устройством ведомого вала и при работе на ускорение ——устройством ведущего вала. Вследствие этого ва- 246
риатор работает в области замедления при постоянном моменте на ведомом валу и в области ускорения при постоянной мощности.
Сила нажатия в контакте тихоходного колеса с шаром будет строго соответствовать передаваемой нагрузке. Запас сцепления для этой пары при всех положениях постоянный. Величина силы нажатия в контакте шара с быстроходным колесом будет всегда больше необходимой.
(225)(225)Сила нажатия
(225)
(225)
где М ——момент на тихоходном валу; R — радиус колеса; 2 —— число шаров.
Осевая сила, по которой следует рассчитывать нажимное устройство,
Fa = zFn sin а —開~ sin а. (226)
Шары и колеса шаровых вариаторов выполняются из стали марки ШХ15, закаленной до твердости HRC 60 ... 65. Рабочие тела работают в масле.
Шаровые вариаторы можно выполнять как с шарами, вращающимися на осях, так и с гладкими шарами без физических осей, с ориентированной осью вращения. В последнем случае геометрическая ось вращения шаров задается вспомогательными роликами, находящимися в соприкосновении с шарами.
Вариаторы первого типа изготовляются с внешним касанием шаров с конусами (см. рис. 112, х), второго типа — с внутренним контактом (см. рис. 112, 办
Приведенные выше формулы и положения действительны для вариаторов обоих типов. Конструкции и особенности расчета каждого типа вариаторов даны ниже.
Вариаторы с ориентированной осью вращения шаров. Теоретические исследования, конструирование и испытания вариаторов этого типа проведены в Союзчаспроме и в ЭНИМСе. В первом были запроектированы и выполнены вариаторы с шарами диаметром 15 и 25 мм, а в ЭНИМСе серия вариаторов с d^ = 16, 30 и 50 мм.
В шаровом вариаторе Союзчаспрома колеса / и 2 (рис. 144) с внутренним конусом. Промежуточные тела представляют собой четыре гладких шара 8. Регулирование наклона осей их вращения достигается при помощи четырех вспомогательных роликов 7, оси которых установлены в червячных колесах 6. Все четыре червячных колеса сцепляются с одним червяком 4. При вращении червяка валиком 3, проходящим через отверстие одного из валов вариатора, червячные колеса поворачиваются и поворачивают на некоторый угол оси вращения роликов. В результате этого оси
вращения шаров также поворачиваются. Нажатие рабочих тел осуществляется двумя шариковыми нажимными устройствами 5.
В вариаторах с dm — 16 мм ролики 7 вращаются непосредственно на осях. При больших размерах шаров ролики сидят на шариковых подшипниках. Вариаторы ЭНИМСа отличаются
Рис. 145. Расположение осей вращения шаров и роликовРис. 145. Расположение осей вращения шаров и роликов
Рис. 145. Расположение осей вращения шаров и роликов
Рис. 145. Расположение осей вращения шаров и роликов
от показанного на рис. 144 мелкими конструктивными изменениями: заменой манжетных уплотнений лабиринтовыми и т. д.
Положение геометрических осей вращения шаров находится
из того условия, что все они, а также оси вращения роликов должны сходиться в одной точке (рис. 145). Оси шаров составляют грани пирамиды, а оси роликов —— их апофемы. Угол наклона оси шара ук к оси вариатора в зависимости от угла наклона оси ролика 0* определится из выражения
tg?x =嵯二峥1tg 良=L41tg&，
где а ——сторона квадрата основания пирамиды (расстояние между центрами шаров); Н — высота пирамиды.
Подставив в формулу (223) выражение для tgYx， получим
•=旦=1 干 1,41 tgatg&
—— 1 ± 1,41 tgoTtg 厶 °
По этой формуле передаточное отношение определяется в зависимости от угла 0% поворота роликов.
Для удобства регулирования в вариаторе принято, что п2 = Q получается при (3 = 45°. В этом положении ось вращения шара
перпендикулярна образующей ведомого конуса, т. ё. у — =90° —а.
Угол конуса
tg а = tg(90° -T) = ctgT = I** - 0,707; а = 35° 15，.
Точное значение передаточного отношения с учетом смещения полюса качения определяется из выражения
• — 三 /n sin a} [Г cos (а 土土 加 sin (a ± y尤)] .
"一 [R 土 加 sin a] {r cos (а + vx) + m sin (a + 丫尤)}'
здесь R и r — радиусы конуса и шара; m — координата полюса качения, определяемая по диаграмме на рис. 108.
Верхние знаки перед ух берутся при работе на ускорение, нижние — при работе на замедление.
Еслиtg (a — т J < -^-―,
то в выражениях, заключенных в фигурные скобки, в области замедления и в выражениях, стоящих в квадратных скобках, в области ускорения перед m надо брать нижние знаки; во всех остальных случаях ——верхние знаки. При равенстве обеих частей последнего условия длины конусов шара и колеса совпадают, и данная пара работает без геометрического скольжения. Однако во второй паре скольжение в этом положении значительно.
В целом потери на геометрическое скольжение будут наименьшими при i = 1 и возрастают к обоим крайним положениям. Это полностью подтверждается результатами испытаний. Оптимальная величина КПД достигалась при » = 1, когда она составляла, по опытам Р. В. Вирабова, 0,9 и, по опытам В. А. Михайловой, 0,88.
С увеличением и уменьшением скорости вращения ведомого вала от величины, равной ^, КПД значительно падал. В. А. Михайлова отмечает, что геометрическое скольжение особенно быстро нарастает при работе на ускорение. Поэтому она рекомендует брать imin = 0,5 и /皿 = 6, чему соответствует Д = 12. Однако, по испытаниям Р. В. Вирабова, при ix = 6 КПД вариатора падал до П q 0,3, что совершенно неприемлемо. Очевидно, следует ограничиваться /гоах = 3 ... 3,5, при котором п = 0,6.
Как указывает Р. В. Вирабов, наиболее целесообразные соотношения размеров вариатора получаются при диаметре окружности, по которой располагаются центры шаров, D = 3dm (力由 =2г — диаметр рабочего шара); тогда расчетный радиус конуса
一 = 3r + r cos a = г (3cos a) — 3,817r
и радиус ролика&
/р = 3r cos 45° ——г = 1,12几
В вариаторах конструкции ЭНИМСа принято гр — г, Тогда
Or
R + г cos а = 3,645г.
cos 45° 1，
Обозначим в общем случае R = С»г и гр = С2r.
Испытаниями установлено, что вариаторы этого типа могут нормально работать при окружных скоростях конусов и шаров до и = 20 м/с. Наибольшая скорость достигается при работе на ускорение в контакте шара с ведомым колесом, т. е.
/ах/ахлТ?Л2тахлТ?Л2тах3030пСуГпх30, minпСуГпх30, min(227)(227)
/ах
/ах
лТ?Л2тах
лТ?Л2тах
30
30
пСуГпх
30, min
пСуГпх
30, min
(227)
(227)
Отсюда можно установить наибольший допустимый диаметр шара dm (мм) в зависимости от частоты вращения п^ об/мин:
④=6。嚮俨1000.④=6。嚮俨1000.(228)(228)
④=6。嚮俨1000.
④=6。嚮俨1000.
(228)
(228)
При использовании вариатора первым звеном кинематической цепи, при синхронном числе оборотов электродвигателей единой серии, Сх = 3,82 и 厶也 = 0,5 предельные диаметры шаров будут следующими:
麓* об/мин dm max，ММ麓* об/мин dm max，ММ300015001000
麓* об/мин dm max，ММ
麓* об/мин dm max，ММ
163350
Сила Fп нажатия рабочего шара на конус определяется по
формуле (225); усилие нажатия шара на ролик
口， 二 cos a
'〃Г/г-С05456-'
Так как касание шара с конусом внутреннее, а с роликом —— внешнее и радиус кривизны конуса больше радиуса кривизны ролика, то контактные напряжения в паре шар——ролик больше, чем в паре шар—конус. Поэтому расчет рабочих тел вариатора на контактные напряжения производится по формуле (208) по паре шар——ролик. Кривизны для этого случая 爲工 工 ^12 = 1"； 局 1 ~ 1/rp；々22 = °； тогда
工左=4；/ = * =0,308…0,333.
， Ip匕2?乙д “2 Т 1
По рис. 117 м0 = 0,98. Подставив в формулу (208) значения "о, 2 ^» ^ = 2,1 • 10е кгс/см2 при средних значениях коэффициентов Ci и С2, а также выражение для 尸Z, получим зависимость для он (кгс/см3)
о” — 6600о” — 6600MJ产田子53500%誓MJ产田子53500%誓СС"山・"山・(229)(229)
о” — 6600
о” — 6600
MJ产田子53500%誓
MJ产田子53500%誓
С
С
"山・
"山・
(229)
(229)
Формула (229) может быть использована для поверочного расчета. Вводя в нее выражение для Fn из (225), после преобра-
зовании получаем для проектного расчета выражение для % (см)
8300 qV рм (2Сз + 1)28300 qV рм (2Сз + 1)2(230)(230)
8300 qV рм (2Сз + 1)2
8300 qV рм (2Сз + 1)2
(230)
(230)
где М ——крутящий момент на тихоходном валу, кгс-см; z —— число шаров.
В. А. Михайлова рекомендует принимать ["]〃 = =30000 кгс/см2, а при учете коэффициента долговечности и 乂 = =107 [о]〃 = 50 000 кгс/см3. Однако для увеличения срока службы целесообразно допускаемые напряжения назначать несколько ниже.
Испытания в ЭНИМСе показали, что вариаторы с ориентированной осью вращения шаров оказались вполне работоспособными. Долговечность шаров и роликов составляла 2000 ч. Вариаторы могут выполняться на мощность до 3 кВт. В изготовлении они технологичнее торовых, но также требуют высокой точности исполнения. Так, при перекосе ведущей чаш
ки на 3’ срок службы тел качения снижался в 6 раз.
Швейцарская фирма Contraves изготовляет аналогичные вариаторы на мощность до 3,5 кВт.
Вариаторы с физической осью вращения типа Корр. Вариаторы типа Корр выпускаются рядом иностранных фирм (Allspeeds, Aciera, Wiilfel, Cleveland и др.). На рис. 146 показана конструкция такого вариатора. Рабочими телами являются два колеса / и шары 2, которые вращаются на игольчатых подшипниках на осях 3. Квадратные концы этих осей скользят в радиальных канавках корпуса. На осях 3 сидят шаровые втулки 5, которые входят в спиральные прорези регулирующего диска 6. При повороте этого диска оси шаров наклоняются и радиусы качения шара по конусам изменяются. Шары удерживаются в радиальном направлении свободно висящим кольцом 4. Нажатие осуществляется двумя роликовыми механизмами 7, работающими так же, как соответствующие шариковые устройства (см. раздел 6.6). Для создания начального нажатия на обоих валах поставлены тарельчатые пружины 8. Поворот диска 6 при регулировании производится простейшей червячной парой 9. Рабочие тела ра、 “тают в масле. Благодаря симметричному расположению шаров
валы разгружены от изгибающих моментов, а подгиипники вос- принимают лишь осевые усилия.
Вариаторы выполняются с симметричным регулированием при 〃 = 9. Частота вращения валов м】=1500 и п3 = 500 ... 4500 об/мин. Наибольшая мощность (11 кВт) развивается при л31Пах- КПД, по данным фирм, при j = 1 составляет п = 0,9 и при предельных передаточных отношениях 刀 # 0,7...0,75.
Передаточное отношение без учета смещения полюса качения, угол наклона осей шаров, сила прижатия их к колесам и осевая сила определяются по формулам (223)...(226).
Усилие нажатия шара на кольца (рис. 143)
= 2Fn cos ос.
Точное передаточное отношение
j — R + 加 sin а г cos (а 土у) + т sin (а土丫).— R —/и sin а rcos(a=FY)— m sin (a + y)'
здесь R — радиус конуса посередине линии контакта; г ——радиус шара; т ——координата; определяется по диаграмме на рис. 108.
Верхние знаки при Z < 1, нижние —— при i > 1. Угол наклона образующей конуса a q 45°; его радиус R = &г, причем & 弋 q 1,5. Если допустить предельную скорость утах = 20 м/с и принять，min = 0»333 и С】=1,5, то наибольшие диаметры шаров по формуле (228) будут
孔1, об/мин 300015001000
^штах, мм 28 -5785
В этом вариаторе пятно касания расположено более благоприятно, чем в вариаторах предыдущего типа, условия смазки благодаря кольцу лучше и количество вращающихся деталей меньше. Поэтому здесь допустимы скорости, превышающие 20 м/с, и диаметры шаров больше указанных. Число шаров принимают от трех до шести.
Сила нажатия шара на кольцо Fn* больше, чем на конус. Однако контакт между шаром и кольцом более полный,——касание внутреннее и радиус кривизны кольца в осевой плоскости близок^ к ^радиусу шара. Поэтому расчет на контактные напряжения следует проводить по паре шар——конус. Для этого случая кривизны
自 1 自2 二二 1/厂； 々21 COSCt/R H 局2 =二 0；
отсюда
cos acos a2cl + cos a .2cl + cos a .V k 2 , cos cc 2.
cos a
cos a
2cl + cos a .
2cl + cos a .
£为=7 + 一^- = 丁十
cos a2cl + cos acos a2cl + cos a片 21cos aCj
cos a
2cl + cos a
cos a
2cl + cos a
=£7 = -R (2C1 + cosa)=
При а 二二 45° и &工 1,5 коэффициент Л 二 0,i9i и по рис. 117 〃о 二(),992. Подставив в формулу (208) выражение для суммы кривизн, значения па и £, получим выражение для сн (кгс/см2):
0H = 6300 J籌(.2&**一)2《*(231)
Для проектного расчета d山(см) формула принимает вид
d^ = спХ ' V^(2C1 + cos а)2'(232)
где М — момент на тихоходном валу в кгс см.
Допускаемое напряжение можно принимать таким же, как и для вариаторов с ориентированной осью вращения.
Вариаторы с физической осью вращения компактны и имеют относительно Небольшое количество деталей. Однако изготовление шаров с осями и направляющих пазов в корпусе сопряжено со значительными технологическими трудностями ——требуется точность комплектования шаров 0,003 мм по форме и концентричности. При крупносерийном специализированном изготовлении с использованием соответств ующего оборудования и технологической оснастки указанные трудности вполне преодолимы. Вариаторы с ориентированной осью вращения шаров обладают большими возможностями в части диапазона регулирования, но меньшей нагрузочной способностью и вследствие большей сложности конструкции применяются реже.
74 МНОГОДИСКОВЫЕ ВАРИАТОРЫ
В многодисковых вариаторах на ведомом валу (рис. 147, а) располагается пакет отбуртованных дисков с конической рабочей поверхностью шириной b и постоянным средним радиусом 与・ В промежутки между отбуртованными дисками входят конические диски ведущих пакетов с переменным радиусом г「
Передача выполняется многопоточной: с одним центральным пакетом контактирует одновременно от трех до шести периферийных пакетов дисков.―
Регулирование скорости вращения ведомого вала достигается изменением межосевого расстояния. При этом диски имеют возможность осевого перемещения. Необходимое нажатие дисков осуществляется осевым воздействием на крайние фланцевые диски центрального пакета. Отличительная особенность многодисковых вариаторов — многократность фрикционного контакта. Значительное количество параллельно работающих фрикционных пар, доходящее в крупных типоразмерах до 150 и более, позволяет существенно улучшить условия их работы, а именно: уменьшить контактные давления и интенсивность удельных сил трения； резко снизить удельные мощности трения даже при сравнительно ，253
низких значениях геометрического КПД; применить смазку (при этом снижение коэффициента трения восполняется многоконтакт- ностью и не вызывает повышения контактных давлений или габаритных размеров передачи).
Перпендикулярное расположение начальной контактной линии к направлению окружной скорости дисков в сочетании с малой кривизной рабочих поверхностей способствует надежному образованию тонких разделительных пленок смазки на площадках контакта, что существенно уменьшает износ и нагревание фрикционных пар.
Исследованием [79 ] установлено, что взаимодействие фрикционных тел в многодисковом вариаторе происходит в условиях
Рис. 147. Схема взваимодействия фрикционных дисков передачи: а — с наружным касанием; 6 — с внутренним касанием
жидкостного трения при наличии между ними масляной прослойки толщиной в несколько, микрометров. И только при работе на малых радиусах конусных дисков, чему соответствуют передача максимальных крутящих моментов, наибольшие контактные напряжения и приведенная кривизна рабочих поверхностей, указанное трение при возможных перегрузках становится граничным.
Относительно небольшие нагрузки в контакте и наличие разделительной масляной пленки делают значительное геометрическое скольжения неопасным.
Подвергнутые термообработке до твердости HRC 56 ... 60 фрикционные диски оказываются весьма износостойкими и долговечными.
Согласно данным японских исследователей за 6000 ч работы износ конических дисков не превышает 2 мкм, а отбуртованных — 6 мкм. Ими предложены следующие зависимости для определения массового износа 6 (мг) фрикционных дисков:
для конических дисков, изготовленных из высокоуглеродистой стали с присадкой хрома, марганца и повышенным содержанием вольфрама,
6 = 0,9声方
для отбуртованных дисков
6 = 0,6 /т, где Т — время работы передачи, ч.
Хорошую износостойкость показали фрикционные диски вариатора ВНИИМЕТМАШа, изготовленные из стали 65Г. При контрольном измерении конических дисков после 4000 ч работы вариатора в приводе волочильного стана на московском заводе «Серп и молот» износ был всего лишь 5 мкм.
В работе [96] отмечается, что при стендовых испытаниях двух серийных вариаторов фирмы Reeves (США) после 25 000 q непрерывной работы при номинальной нагрузке N = 40 кВт они оставались в работоспособном состоянии.
Благодаря перечисленным особенностям многодисковые вариаторы способны передавать значительные мощности (до 250 кВт) при относительно ненапряженной работе каждой контактной зоны. Так, в передаче на 37 кВт, имеющей шесть пакетов по десять дисков в каждом из них, мощность передается 120зонами контакта. Поскольку коническая форма дисков допускает большие скорости вращения (до 4500 об/мин), то на каждую контактную площадку приходится всего лишь
М = 974М = 9741 Z1 Z974 碱击= 0,067 кгс・м.974 碱击= 0,067 кгс・м.
М = 974
М = 974
1 Z
1 Z
974 碱击= 0,067 кгс・м.
974 碱击= 0,067 кгс・м.
Даже при учете погрешностей изготовления, вследствие которых не все диски одновременно в полной мере контактируют, требуются незначительные прижимные силы. Это способствует получению минимальных размеров площадок контакта дисков, что улучшает геометрический КПД передачи.
Осевые силы в многодисковом вариаторе замыкаются на валу; подшипники и корпус оказываются разгруженными от этих сил.
Эти вариаторы достаточно сложны, их КПД при наружном касании дисков не превышает 0,85, и не во всех случаях они предпочтительны.
Многодисковые вариаторы могут выполняться с наружным касанием дисков, когда пятно контакта располагается между осями вращения (рис. 147, а), и с внутренним касанием дисков, когда оси вращения их расположены по одну сторону от пятна контакта (рис. 147, б).Вследствие малой конусности дисков протяженность контактного пятна а в направлении вращения дисков оказывается значительной. Так, в передаче с внешним касанием длина а при номинальной нагрузке в 3 раза больше ширины рабочего пояска Ь.
Передачи с внутренним касанием дисков в отличие от передач с внешним касанием имеют меньшее скольжение в контактном пятне. Это объясняется расположением вершин конусов по одну сторону от зоны контакта, а《также более благоприятным расположением векторов скоростей по площади контактного пятна, что
особенно важно в наиболее удаленных точках от начальной лйнйй касания.
На рис. 147, а и 6 вектор %тн характеризует скорость относительного скольжения в произвольной точке А контактного пятна. Сравнение показывает, что при внутреннем контакте вектор %ти меньше, чем при внешнем. Поэтому передача с внутренним касанием имеет более высокий КПД. Однако в передаче с внутренним контактом удается получить меньший диапазон регулирования в одной ступени, а сама передача при нескольких промежуточных пакетах дисков конструктивно более сложна.
В результате стремления повысить геометрический КПД многодискового фрикционного вариатора появилась показанная на рис. 148 схема многодисковой передачи с плоскими дисками. Между плоскими дисками этой передачи в специальных кронштейнах размещены разделенные сепараторами шарики, которые движутся по круговым траекториям, вследствие чего устраняется Рис. 148. Схема многодисковой фрикционной большая ДОЛЯ потерь ОТ передачи с плоскими дискамигеометрического скольже
ния. Регулирование ско
рости достигается перемещением сепараторов с шариками, т. е. изменением эксцентриситета е. В отличие от других фрикционных вариаторов эта передача допускает регулирование скорости в неподвижном состоянии и обеспечивает широкий диапазон регулирования, начиная с частоты вращения ведомого вала, равной нулю. Применение таких вариаторов целесообразно при небольших мощностях (до 1 кВт).
Преимуществен ное распространение получила схема вариатора с внешним контактом конических дисков, схема с внутренним контактом применяется в основном в комбинации со схемой с внеш
ним контактом в двухступенчатых передачах.
Схема с внешним контактом дисков выполняется в двух основных Модификациях:
с ведущим центральным и ведомым периферийным пакетами;
с ведущими периферийными пакетами и центральным ведомым пакетом. В обеих модификациях ведущими звеньями являются конические диски, а ведомыми — отбуртованные.
Первая схема применяется в вариаторах на малую мощность (японской фирмой Sumitomo до 2,2 кВт, западногерманской фирмой Schaerer до 7 кВт). В связи с небольшой передаваемой
мощностью в передачах, выполняемых по этой схеме, нет надоб* ности увеличивать скорость вращения ведущих конических дисков. Последние располагаются непосредственно на входном валу вариатора (рис. 149). На этом же валу располагается нажимное устройство, состоящее из двух——четырех параллельно работающих пружин. Мощность с ведомых пакетов передается ведомому валу вариатора при помощи многопоточной редуцирующей зубчатой передачи, соединяющей периферийные шлицевые валики с выходным валом. Вариатор, показанный на рис. 149, имеет три периферийных пакета, вдвигание и выдвигание которых осуществляется
Рис. 149 Вариатор AS 3/15 фирмы SchaererРис. 149 Вариатор AS 3/15 фирмы Schaererссведущим пакетом коническихведущим пакетом коническихдисковдисков
Рис. 149 Вариатор AS 3/15 фирмы Schaerer
Рис. 149 Вариатор AS 3/15 фирмы Schaerer
с
с
ведущим пакетом конических
ведущим пакетом конических
дисков
дисков
сблокированной системой рычагов и винтовой парой с маховичком на конце винта.
Вторая схема является наиболее распространенной схемой многодисковых вариаторов с внешним контактом. Благодаря расположению на входной стороне вариатора многопоточной мультиплицирующей зубчатой передачи частота вращения ведущих периферийных пакетов повышается до 5000 об/мин, что особенно важно при передаче значительных мощностей.
На рис. 150 показана конструкция многодискового вариатора, разработанная во в ВНИИМЕТМАШе по второй схеме. В этом вариаторе центральный пакет Р, состоящий из 16 отбуртованных дисков, имеющих Т-образное сечение, располагается на барабане /0, сидящем на выходном валу 14. Ведущие конические диски 8 образуют три симметрично расположенных по периферии пакета с 15 дисками в каждом. Конические диски сидят на шлицевых валиках 6, опоры которых размещены в каретках /9, имеющих возможность поворачиваться вокруг осей 2. Благодаря этому
9 Б, А. Пронин и др. 257
寸 MEsdu ьтм 0m льоок^яо^ вн BmvwJBWHHHm HHhMAd&HOM doIBHdBn HNnoMUHnoJOHW ・ogl ・°Hd寸 MEsdu ьтм 0m льоок^яо^ вн BmvwJBWHHHm HHhMAd&HOM doIBHdBn HNnoMUHnoJOHW ・ogl ・°Hd
寸 MEsdu ьтм 0m льоок^яо^ вн BmvwJBWHHHm HHhMAd&HOM doIBHdBn HNnoMUHnoJOHW ・ogl ・°Hd
寸 MEsdu ьтм 0m льоок^яо^ вн BmvwJBWHHHm HHhMAd&HOM doIBHdBn HNnoMUHnoJOHW ・ogl ・°Hd
может изменяться расстояние между шлицевыми валиками и выходным валом и тем самым обеспечивается регулирование
скорости вращения выходного вала.
Движение валикам 6 передается от входного вала 4 через трехпоточную ускоряющую зубчатую передачу, состоящую из шестерен 5, / и 7.
При повороте кареток 19 на осях 2 зацепление шестерен не нарушается, происходит лишь обкатывание шестерен 7 по паразитным шестерням /. Поворот всех трех кареток производится вращением шайбы в радиальные пазы которой входят сухари /7,
Рис. 151. Нагрузочные характеристики вариаторов фирмы SumitomoРис. 151. Нагрузочные характеристики вариаторов фирмы Sumitomoсидящие на хвостовиках кареток.
Рис. 151. Нагрузочные характеристики вариаторов фирмы Sumitomo
Рис. 151. Нагрузочные характеристики вариаторов фирмы Sumitomo
Поворот шайбы 16 производится рычагом 20 при помощи винтовой пары 21 и маховичка 22* При дистанционном управлении и в крупных вариаторах вращение регулировочного винта производится через вспомогательный редуктор серводвигателем, укрепленным на корпусе вариатора. Прижатие фрикционных дисков осуществляется нажимным устройством, состоящим из трехкулачковых стаканов 11 и /2 с вин
товой рабочей поверхностью кулачков. Стакан 11 закреплен непосредственно на выходном валу вариатора, а стакан 12 при помощи втулки 15
соединен с нажимным фланцем 18 центрального пакета дисков. Винтовое нажимное устройство обеспечивает автоматичность из
менения прижатия дисков пропорционально крутящему моменту М2. Пружина 13 устраняет зазоры в соединениях, обеспечивая предварительное поджатие дисков, необходимое во время пуска.
Для лучшего теплоотвода корпус вариатора выполнен с ребрами и, кроме того, обдувается укрепленным на входном валу вентилятором 3. Передача работает в масляной ванне.
Фирмой Sumitomo по второй схеме изготовляются вариаторы с 4 = 4 на номинальную мощность М от 1,5 до 75 кВт при 几工 = =1500...750 об/мин, Qm = 1,25...0,81.
Фирма Schaerer изготавливает вариаторы на мощность до N2 = 250 кВт при 小=1470 об/мин и п3шах = 1850 об/мин с Д = =4,3 …4,8,
На рис. 151 показано изменение -^-, КПД и скольжения при 100%-ной нагрузке в зависимости от передаточного отношения для вариаторов Sumitomo, — типичное для многодисковых вариаторов.
Также по второй схеме ВНИИРедуктором (Киев) разработан нормальный ряд отечественных многодисковых вариаторов с параметрами, приведенными в та6±. 22.
На рис. 152 показана конструкция вариатора ВД-5,5 ВНИИ- Редуктора. В этом и других небольших типоразмерах вариаторов ВНИИРедуктора применены нажимные устройства роликового типа, что улучшает четкость срабатывания такого устройства в сравнении с обычным кулачковым, поскольку ролик по кулачку не скользит, а перекатывается. Скольжение ролика на цапфах
вариатора, выполненного по этой схеме, является отсутствие в нем зубчатых передач, требующих тщательного изготовления. Однако вследствие неблагоприятного распределения нагрузки между ступенями, при котором вторая ступень, являясь тихоходной, нагружена значительным крутящим моментом, эта схема при， годна лишь для передачи небольших мощностей.
Рис. 152. Многодисковый вариатор
ВД-5,5 конструкции ВНИИРедуктора
крестовины происходит на малых радиусах, в результате уменьшаются потери на трение.
Расширение диапазона регулирования многодисковых вариаторов достигается либо применением дополнительного зубчатого перебора (рис. 153, а), либо использованием двухступенчатых вариаторов (рис. 153, б).
По схеме, показанной на рис. 153, а, фирма Sumitomo изготовляет вариаторы на мощность Ni до 22 кВт при Д — 12.
По схеме на рис. 153, б фирма Schaerer выпускает двухступенчатые вариаторы на мощность до 3 кВт с Д до 15, а фирма Sumitomo —— до 3,7 кВт с Д = 10; 12. Положительной особенностью 260
На рис. 154 показан двухступенчатый вариатор с 〃 = 20, в котором вторая ступень имеет внутреннее касание. Благодаря тому, что в этом вариаторе контакт дисков второй ступени расположен на большом радиусе и приведенный радиус кривизны рабочих поверхностей значительно больше, чем при внешнем касании, рассматриваемая схема вариатора может обеспечить передачу значительно большей мощности, чем предыдущая.
■ По заказу деревообрабатывающей прЪмышленности ВНИИ- Редуктором созданы на базе многодисковых вариаторов и планетарно-зубчатых редукторов приводы с дистанционным управлением типа МВДР-ДУ. Эти приводы укомплектованы двухско-
Техническая характеристика многодисковых вариаторовВНИИРедуктора
Типоразмер
кВт
д
Частота вращения валов, об/мин
1 я 3
Щ н • s я и
W旣
Габар итные размеры а X 6 X Л, мм
на входе %
на выходе
”2min
”2 гл ах
ВД-0,6
3,8
1500
305
1160
45
355X330X320
ВД-0,8
1500
305
1160
45
365X 340X 330
ВД-1,1
1500
285
1140
60
460X365X355
ВД-1,5
1500
285
1140
60
465X365X355
ВД-2,2
1500
210
840
90
550X370X400
вд-3,0
1500
300
1200
97
450X470X410
ВД-4,0
1500
320
1280
10,0
ПО
585X500X425
ВД-5,5
1500
325
1300
13,5
112
610X510X440
ВД-7,5
1500
400
1600
14,6
140
650X500X530
ВД-10
10,0
1500
400
1600
19,5
140
760 X 500X 530
вд-13
13,0
1000
310
1240
32,4
270
670X700X800
ВД-37
17,0
W00
3W
1240
42,3
310
670X700X800
ВД-22
22,0
1000
320
1280
55
350
680X710X800
ростными электродвигателями, благодаря чему диапазон регулирования доведен до 8 при максимальном передаточном отношении вариатора 5.
В табл. 23 приведены данные четырех типоразмеров (I—IV) этих приводов [4].
Рис. 153. Схемы многодисковых вариаторов с расширенным диапазоном регулирования:
а — с двухступенчатым зубчатым перебором; 6 — с двухступенчатой фрикционной передачей
Вариаторы с внешним касанием дисков. Многодисковый вариатор представляет собой комплекс взаимосвязанных механизмов: фрикционные передачи; многопоточная зубчатая передача; автоматический нажимной механизм; механизм, обеспечивающий синхронизацию перемещения периферийных пакетов дисков. Выбор ряда основных параметров этих механизмов целесообразно 262
Рис. 154. Схема двухступенчатого вариатора с внешними и внутренним касанием дисков:/ — входной вал; 2 — пружинно-кулачковый нажимной механизм первой ступени; 3 — неподвижное водило; 4— вращающаясяобойма с пакетом отбуртоваиных дисков; 5 ——нажимной фланец; 6 ——выходной вал; 7 — пружинно-кулачковый нажимной механизм второй ступениРис. 154. Схема двухступенчатого вариатора с внешними и внутренним касанием дисков:/ — входной вал; 2 — пружинно-кулачковый нажимной механизм первой ступени; 3 — неподвижное водило; 4— вращающаясяобойма с пакетом отбуртоваиных дисков; 5 ——нажимной фланец; 6 ——выходной вал; 7 — пружинно-кулачковый нажимной механизм второй ступенимеханизмам в отношении шумовыхмеханизмам в отношении шумовых
Рис. 154. Схема двухступенчатого вариатора с внешними и внутренним касанием дисков:
/ — входной вал; 2 — пружинно-кулачковый нажимной механизм первой ступени; 3 — неподвижное водило; 4— вращающаяся
обойма с пакетом отбуртоваиных дисков; 5 ——нажимной фланец; 6 ——выходной вал; 7 — пружинно-кулачковый нажимной механизм второй ступени
Рис. 154. Схема двухступенчатого вариатора с внешними и внутренним касанием дисков:
/ — входной вал; 2 — пружинно-кулачковый нажимной механизм первой ступени; 3 — неподвижное водило; 4— вращающаяся
обойма с пакетом отбуртоваиных дисков; 5 ——нажимной фланец; 6 ——выходной вал; 7 — пружинно-кулачковый нажимной механизм второй ступени
механизмам в отношении шумовых
механизмам в отношении шумовых
ёесТи с yqeToM у加6 сложившегося опьгта разработки таких вариаторов с последующим расчетом некоторых их параметров.
Обобщение зарубежного и отечественного опыта проектиро-1 вания многодисковых вариаторов с внешним контактом, выпол^ няемых по наиболее распространенной — второй схеме, позволило построить ряд графиков, по которым можно установить основные параметры вариатора в зависимости от заданной переда-; ваемой мощности или момента.
Фирма Schaerer допускает работу всех выпускаемых ею по второй схеме типоразмеров вариаторов при 孔^ = 1470 об/мин；
Фирма Sumitomo ограничивает частоту вращения входных валов следующими значениями:
^, кВт < 1515 ... 35>35
п1( об/мнн 15001000750
Практика эксплуатации отечественных многодисковых вариаторов также подтверждает целесообразность уменьшения частоты вращения входных валов с увеличением типоразмера вариатора, что и отражено в разработанном ВНИИРедуктором ряде таких вариаторов.
Снижение частоты вращения входных валов вариаторов по мере укрупнения их типоразмеров объясняется стремлением ограничить динамические нагрузки в прямозубых многопоточных ускоряющих зубчатых передачах при возрастании окружной скорости шестерен и тем самым снизить их шумовую характеристику. В крупных типоразмерах при пх — =1500 об/мин окружная скорость шестерен . достигает 20 ... 25 м/с. При этом становится затруднительным выполнить требования техники безопасности к передаточным
характеристик даже при 5 ... 6 степени точности изготовления прямозубых шестерен. Это подтверждается данными замера уровня звукового давления при стендовых испытаниях многодискового вариатора английской фирмы Armstrong, проведенных в ЭНИМСе.
2乳 Параметры приводов МВДР-ДУ
Параметр
I
II
IH
IV
4
6
4
10
№, кВт
075"
0,5
勺，об/мйн
1500
1500
3000
1500
750
750
1500
750
九2, Об/мИН
12
1330
72,5
50
160
9
Машах (при ^2min)>
400
9,5
50
200
кгс-м
П привода
0,82
0,85
0,82
0,82
.0,77
0,8
0,77
0,77
Наибольшее время
35
35
35
30
бесступенчатого регулирования, с
Наибольшая кон-
1600
200
560
1120
сольная нагрузка на выходной вал, кгс
Габаритные разме-
1450Х500Х
П10Х515Х
П20Х500Х
1635Х590Х
ры, мм
Х555
Х540
Х500
Х655
Масса, кг
420
260
210
550
Примечание. Данные, указанные в числителе, соответствуют нан-
большей, а в знаменателе-
-наименьшей частоте вращения выходного вала привода.
Фирма Sumitomo применяет в вариаторах на мощность более 11 кВт косозубые зубчатые колеса.
Таким образом, на первом этапе проектирования вариатора необходимо по заданной передаваемой мощности принять частоту вращения его входного вала 孔】.При этом следует учесть приведенные выше ограничения.
Далее определяется передаточное отношение ускоряющей зубчатой передачи. При выборе его приходится согласовывать две противоположные тенденции. С одной стороны, желательно понизить частоту вращения выходного вала вариатора, чтобы по возможности не применять редуцирующих передач за вариатором. С другой стороны, с целью уменьшения окружной силы в контакте фрикционных пар желательно повысить частоту вращения шлицевых валиков. Кроме того, с увеличением скорости конических дисков становятся более благоприятными условия образования масляной разделительной прослойки в зонах контакта дисков.
Для установления передаточного отношения з-убчатой передачи можно воспользоваться графиком 厶□ = — = — на 264
рис. 155, построенным на основе анализа выполненных конструкций (孔1 и Zi ——частота вращения и число зубьев шестерни входного вала;孔з и Z3 ——то же, шестерни периферийного шлицевого вала). Затем следует установить число периферийных пакетов
конических дисков.
Для вариаторов на передаваемую мощность до 55 кВт можно рекомендовать трехпакетную систему периферийных дисков. При трех пакетах улучшается теплоотвод, упрощается сборка вариато
Рис. 155. Зависимость передаточного отношения зубчатых передач от мощности МРис. 155. Зависимость передаточного отношения зубчатых передач от мощности Мров, а габаритные размеры их оказываются вполне приемлемыми. Для более крупных типоразмеров могут применяться четырех- и шестипакетные системы. При этом следует иметь в виду, что при трех пакетах все диски нагружаются вполне определенно и примерно равномерно, чего не будет при четырех- и шестипакетных системах. Как показывают испытания шестипакетных вариаторов,
Рис. 155. Зависимость передаточного отношения зубчатых передач от мощности М
Рис. 155. Зависимость передаточного отношения зубчатых передач от мощности М
в передаче нагрузки одновременно
участвует примерно 70% всех дисков. Остальные диски вследствие их разнотолщинности либо не передают нагрузку, либо нагружены не в полной мере. Несмотря на это, крупные типо
Рис. 156. Число конических дисков в периферийном пакете и ориентировочный диаметр шлицевых валов в зависимости от мощности %Рис. 156. Число конических дисков в периферийном пакете и ориентировочный диаметр шлицевых валов в зависимости от мощности %размеры вариаторов следует выполнять с шестью пакетами. Так, вариаторы фирмы Schaerer на мощность 250 кВт имеют шесть пакетов по 13 дисков в каждом.
Рис. 156. Число конических дисков в периферийном пакете и ориентировочный диаметр шлицевых валов в зависимости от мощности %
Рис. 156. Число конических дисков в периферийном пакете и ориентировочный диаметр шлицевых валов в зависимости от мощности %
Пр и большом количествеПр и большом количествеКоличество дисков в пакетах целесообразно выбирать возможно большим, так как это позволяет существенно разгрузить каждую фрикционную пару. С целью увеличения диапазона регулирования диаметр периферийных шлицевых валиков желательно выполнять минимальным
Пр и большом количестве
Пр и большом количестве
дисков в пакете валики могут оказаться недостаточно прочными вследствие значительного расстояния между опорами. Кроме того, с увеличением количества дисков в пакете повышается неравномерность их прижатия по длине пакета вследствие потерь на трение в шлицевом соединении, а также возрастает перемещение дисков центрального пакета при вдвигании в него периферийных, дисков, а это создает дополнительные трудности при разработке кулачкового нажимного устройства.
' Оптимальное число конических дисков гд в пакете и ориентировочный диаметр шлицевых валиков под них можно установить по графику на рис. 156. Приведенным на графике значениям & в (средняя серия) соответствуют допускаемые напряжения кручения
[tl 二 50 ... 150 кгс/см2 (меньшие значения для малых типоразмеров, большие — для вариатора с % = 5В кВт). Окончательно размеры шлицевых валиков и материал для них определяются расчетом на совместное действие изгиба и кручения после того, как выявится их конструкция.
По предварительно установленному диаметру валиков d^. в определяют минимальный расчетный радиус конического диска (рис. 157)
Gmm = + 等 + Al
где b — ширина рабочего пояска отбуртованного диска; Дх — зазор между отбуртованным диском и шлицевым валиком при минимальном межосевом, расстоянии.
Рис. 157. Расчетная схема определения контактных напряжений и геометрических параметров фрикционных дисков
Здесь ориентировочно можно принять Ах 2 ... 3 мм и b * 0,06九 В.
Максимальный расчетный радиус конического диска
尸 imax = 〃尸imin» наружный его радиус
R1 =尸 imax + 3, где 6 — й/2 + (23) мм.
Внешний диаметр отбуртованного диска можно принять по графику в зависимости от мощности N工(рис. 158).
Расчетный радиус г2 этого диска
" _Dot6 6
厂22» "厂,
где / ——радиус закругления бурта (см. рис. 159), принимаемый примерно Ы2.
Вариаторы Целесообразно устанавливать в ближайшем к Двигателю звене кинематической цепи привода, а редуцирующие передачи (если они нужны) располагать уже за вариатором. Вариатор можно применить и при меньшей скорости вращения
входного вала, но в этом случае размер £>отб следует принимать из графика на рис. 158 по шкале моментов 此.
Диаметр посадочной поверхности отбуртованного диска (рис. 157)
А = %б + &. в — 2 R —
—+ А2),
где Д2 — зазор между коническим диском и выходным ва-
лом при минимальном межосевом расстоянии, принимаемый Приведенные на рис. 158
Рис. 158. Зависимость диаметра £)отб от мощности %Рис. 158. Зависимость диаметра £)отб от мощности %примерно 2 ... 3 мм.значения Оотб отбуртованнЫхпримерно 2 ... 3 мм.значения Оотб отбуртованнЫхдисков предусматривают возможность размещения ного кулачкового механизма. При этом диаметр посадочного отверстия в дисках оказывается значительным, что улучшает их осевую подвижность, так как уменьшается сила в шпоночном соединении.
Рис. 158. Зависимость диаметра £)отб от мощности %
Рис. 158. Зависимость диаметра £)отб от мощности %
примерно 2 ... 3 мм.
значения Оотб отбуртованнЫх
примерно 2 ... 3 мм.
значения Оотб отбуртованнЫх
При определении угла конусности дисков 2丫 (рис. 159) следует учитывать, что его уменьшение увеличивает пятно контакта под нагрузкой, в результате чего контактные давления снижаются. Одновременно с этим сокращается осевое перемещение дисков центрального пакета, а следовательно, упрощается разработка нажимного устройства. Однако с уменьшением 2у возрастают потери на геометрическое скольжение вследствие растягивания полоски касания в направлении движения дисков; КПД вариатора понижается.
Оптимальными являются следующие значения углов конусности дисков:
в них нажим-в них нажим-менты геометрии фрикционных дисковменты геометрии фрикционных дисков45° 30'45° 30'68 и >5°4° 30'，68 и >5°4° 30'，Начальное касание конических и отбуртован- ных дисков может быть линейным или точечным.
в них нажим-
в них нажим-
менты геометрии фрикционных дисков
менты геометрии фрикционных дисков
45° 30'
45° 30'
68 и >
5°4° 30'，
68 и >
5°4° 30'，
В последнем случае рабочий профиль буртика
очерчен кривой линией. Такая форма отбуртованных дисков применена в вариаторе МА35 фирмы Schaerer. Криволинейное очертание рабочего пояска делает передачу менее чувствительной
к возможным перекосам дисков и погрешностям угла конусности.
Оптимизации геометрии Профиля рабочих Поверхностей дисков с точечным начальным контактом посвящено исследование С. М. Нагорного [57].
Для многодисковых вариаторов наиболее тяжелым является режим работы на минимальных радиусах конических дисков, так как здесь силы нажатия дисков максимальны, приведенная кривизна минимальна и наибольшими оказываются контактные на
пряжения, ограничивающие нагрузочную способность передачи по заеданию. Это вынуждает снижать передаваемую мощность упри работе вариатора на низкой частоте
./вращения выходного вала.
\ ч/Для уменьшения контактных напря-
\"/жений при работе на минимальных радиу-
сах конических дисков и создания возмож- $/^^_ ности работы вариатора при постоянной 0 尸."一-Лн^；；^^ передаваемой мощности на всем диапазоне
у"欣"fрегулирования скорости С. М. Нагорным
卜/—————Ипредлагается, как показано на рис. 160,
* Упрофиль конического диска в осевом се-
Рчении очерчивать дугой окружности ра-
Рис- 16°. Профили дисков диуса Rc由，а рабочего пояска отбуртован- в осевом сечении ного диска гиперболой у = aQ/xn, где й0—
постоянная величина; п ——показатель степени, равный диапазону регулирования. Соответствующие расчетные зависимости приводятся в работе [57].
Благодаря гиперболической форме рабочий поясок отбурто- ванного диска контактирует с коническим диском при работе на минимальных радиусах участком, имеющим большой радиус кривизны, что позволяет резко снизить контактные напряжения и увеличить нагрузочную способность передачи.
Следует, однако, учитывать, что технологически выполнить предлагаемое профилирование сложнее, и, кроме того, в эксплуатации вследствие износа первоначально приданная дискам форма может искажаться.
В практике применяется преимущественно начальный линейный контакт как более простой в технологическом выполнении.
Как показали эксперименты, проведенные во ВНИИМЕТМАШе [81 ], уменьшение ширины рабочего пояска дисков с буртиками существенно улучшает эксплуатационные показатели вариатора. При этом возрастают коэффициенты трения и КПД, уменьшается температура передачи и снижаются потери мощности холостого хода. Однако следует учитывать, что чрезмерно узкий поясок может явиться причиной выдавливания смазки из зон контакта и заедания рабочих поверхностей дисков. Особенно это опасно при работе на минимальных радиусах конических дисков.
Ширину рабочего пояска предварительно можно принимать b = 0,lrlmln, где rlmin ——минимальный рабочий радиус, конических дисков.
После выявлений конструкции вариатора размер b следует уточнить в соответствии с допускаемыми контактными напряжениями по формуле Герца——Беляева, заменяя касание конусов (см. рис. 157) касанием двух цилиндров, имеющих приведенные радиусы pi и р2.
Из зависимости (204) находим ширину пояска (см) b = =(0,175fH£)/[о]方р или для стальных дисков при £ = 2,1 X X 106 кгс/см2
.367.103Fn
где Fn — сила нажатия дисков, кгс;"]以一допускаемое контактное напряжение, кгс/см2; р = -Д^приведенный радиус кри- Р1 丁 Р2
визны, см.
Вследствие малости угла конусности дисков Fn принимается направленной параллельно валам передачи. Допускаемое напряжение устанавливается экспериментально применительно к рассматриваемой окружности катания на конических дисках.
Проведенные во ВНИИМЕТМАШе [78] эксперименты показали, что для дисков, изготовленных из стали 65Г с твердостью рабочей поверхности HRC 58 ... 62, можно рекомендовать следующие значения допускаемых напряжений: при работе на rlmln —— —[о]” = 3000кгс/см2, при работе на rlmax — [н\н =1500 кгс/см2. В первом случае допускаемые напряжения ограничиваются возможностью заедания рабочих поверхностей, во втором ——чрезмерным нагреванием вариатора.
В качестве смазки многодисковых вариаторов используют масла ВМ-4 и индустриальное 50.
Сравнительные испытания вариаторов при работе на этих маслах, проведенные Э. Р. Гринбейном во ВНИИРедукторе, выявили, что коэффициенты трения и соответственно нагрузочная способность вариатора при работе на масле индустриальном 50 в среднем на 15% выше, а скольжение в среднем на 20% ниже, чем на масле ВМ-4.
Однако ранее проводившиеся во ВНИИМЕТМАШе аналогичные эксперименты с теми же маслами показали, что при работе на масле ВМ-4 КПД вариатора в среднем на 2% выше, чем при работе на масле индустриальном 50. Кроме того, отмечалась более высокая стабильность работы вариатора.
При использовании масел со специальными противозадирными присадками создается резерв повышения допускаемых напряжений. Так, в [96] указывается, что при работе вариатора на Fin при применении специальных масел [о]н = =4200 кгс/см2.
Обычно задается максимальная передаваемая вариатором мощность, которая соответствует ^работе при п2тах» т. е- на rlmax. Поэтому удобно определять размер при работе дисков в этом
Рис. 161. Значения коэффициента трения в многодисковом вариаторе конРис. 161. Значения коэффициента трения в многодисковом вариаторе конструкции ВНИИМЕТМАШа (а) и контактных напряжений (6):струкции ВНИИМЕТМАШа (а) и контактных напряжений (6):/ — % = 750 об/мин; 2 — % = =1 000 об/мин; 3 — % = 1500 об/миигоприятствующие образованию/ — % = 750 об/мин; 2 — % = =1 000 об/мин; 3 — % = 1500 об/миигоприятствующие образованию厶=-2^7厶=-2^7Лф. ГРЛф. ГР(234)(234)
Рис. 161. Значения коэффициента трения в многодисковом вариаторе кон
Рис. 161. Значения коэффициента трения в многодисковом вариаторе кон
струкции ВНИИМЕТМАШа (а) и контактных напряжений (6):
струкции ВНИИМЕТМАШа (а) и контактных напряжений (6):
/ — % = 750 об/мин; 2 — % = =1 000 об/мин; 3 — % = 1500 об/мии
гоприятствующие образованию
/ — % = 750 об/мин; 2 — % = =1 000 об/мин; 3 — % = 1500 об/мии
гоприятствующие образованию
厶=-2^7
厶=-2^7
Лф. ГР
Лф. ГР
(234)
(234)
положении и затем найти в соответствии с допускаемыми напряжениями мощность при n2min.
Сила нажатия находится из выражения (162), Коэффициент запаса сцепления принимают В = 1,2 ... 1,3. Правильным выбором расчетного значения коэффициента трения в решающей степени предопределяется работоспособность и долговечность ва
риатора.
На рис. 161, а приведены значения коэффициента трения Д определенные на экспериментальном образце, вариатора ВНИИМЕТМАШа, аналогичном показанному на рис. 150 [78, 801 при работе на масле ВМ-4. Размеры дисков: rlmln = 13 мм,
Gmax = 61 мм,厂2 = 150 мм. Ше- роховатость рабочей поверхности дисков 0,32. Значения контактных напряжений ан, при которых проводились опыты, даны на графике (рис. 161, б).
Из графика на рис. 161, а следует, что значения коэффициента трения лежат в интервале 0,015 ... 0,04. С увеличением радиуса rlv коэффициент трения уменьшается, так как в этом случае создаются условия, бла- масляного клина: увеличивается
окружная скорость и в контакт входят более пологие поверхности. Этим же объясняется уменьшение коэффициента трения с увеличением скорости вращения входного вала вариатора.
Окружная сила, передаваемая одной фрикционной парой,
здесь Мх — момент, передаваемый одним пакетом ведущих дисков;
где Mlx — момент на ведущем валу вариатора; %口 一 число периферийных пакетов; z^ и z?——числа зубьев центральной и пере- ферийных шестерен; т]3>п —— КПД зубчатой передачи; z^ ——число конических дисков в пакете; т]ф.口 ——КПД фрикционной передачи.
Значения КПД многодискового вариатора при номинальном его нагружении можно брать из графика 刀=/ (п2) на рис. 162, б. Здесь же показаны нагрузочные характеристики (рис. 162, а) вариатора ВНИИМЕТМАШа, полученные в процессе стендовых испытаний при пг = 970 и 1470 об/мин.
Нагрузочные параметры (乂纟 и М?) вариатора при 孔2mm ограничены возможностью заедания фрикционных дисков, а при 孔2шах сохранением той же избыточной температуры (/нзб = 270
=/масла —九。зд)，что и при работе на 孔2m皿 Остальные параметры дисков можно принимать следующими (см. рис. 159): толщина конического диска на периферии берется ^ ^ 1,0 ... 1,5 мм (большие значения для крупных типоразмеров вариаторов); толщина его ступицы 为=友 + 2 (Ri — Qmm) tg Y； ширина посадочного пояска (для лучшей самоустановки дисков) /3 〜(0,4 ...
. 0,5) ^2*
Толщина ободка отбуртованного диска определяется из условия /4 = /2 —右 + (°,5 ... 1) мм, исключающего касание ступиц конических дисков при работе на rlmax.
О2)
Рис. 162. Эксплуатационные показатели многодискового вариатора конструкции ВНИИМЕТМАШа:
а — передаваемые мощности и крутящие моменты на выходном валу; 6 ——соответствующие значения КПД; в — избыточная температура вариатора; / —々=970 об/мин; 2 —% — 1470 об/мии
Для предотвращения сбрасывания масла с рабочей поверхности при входе и выходе из контакта и лучшего образования масляного клина кромки ободка выполняют закругленными радиусом г' = г" ^ 0,5b. Толщина стенки этого диска, обеспечивающая достаточную его прочность и жесткость, " = =(0,65 …0,75) %.
Для обеспечения свободного перемещения дисков на валах и легкого покачивания при их самоустановке посадочные отверстия делают с фасками на глубину примерно % толщины стенки.
После установления ширины рабочего пояска можно определить допускаемую мощность при работе с максимальной редукцией.
Допустимая сила нажатия (кгс) дисков при работе на 厂imm
工一一367-103-( 8)
Далее по графику на ри(ч 161, а принимается максимальное значение коэффициента трения; по нему вычисляется момент,
передаваемый периферийным пакетом конических дисков; затем определяются момент на входном валу вариатора и передаваемая мощность. В пределах диапазона регулирования изменение пере- даваемой МОЩНОСТИ ОТ ^min ДО ^2тах можно принять по прямолинейной зависимости.
Уточненное значение предельных передаточных отношений фрикционной пары вариатора с учетом относительного скольжения 占 определяется по формуле (2в).
Величина относительного скольжения при номинальной нагрузке может быть установлена из экспериментальной кривой (рис. 163) [78]. Как видно, она составляет при работе на наибольшее ускорение примерно 1 %; при замедлении вращения выходного вала 占 возрастает, достигая при 孔2mm 5 ... 6%.
Передаточные отношения вариатора
Рис. 163. График изменения относительного скольжения вариатора конструкции ВНИИМЕТМА Ша: а— по диапазону регулирования при /=10 00 об/мии; 8 — в зависимости от частоты вращения входного вала при 广1 = 29 мм,Он= 1700 кгс/см2
Фактический диапазон регулирования
” 一^max/^mln ■
Нажимное устройство. Во избежание выдавли- вания смазки из контакта нажимное устройство должно обеспечивать на всем диапазоне регулирования минимально необходимое нажатие дисков, гарантирующее передачу от пробуксовки.
В многодисковых вариаторах на передаваемую мощность свыше 1 кВт применяются механизмы автоматического нажатия, созда- ющне силы прижатия дисков, пропорциональные крутящему моменту М2 (только в мелких типоразмерах нажатие осуществляется пружинами). Этот механизм обычно размещается со сто- ронн выходного, реже входного вала (в маломощных вариаторах) и состоит из двух стаканов с двумя или тремя кулачками, имеющими винтовую рабочую поверхность, или из двухкулачкового стакана и двух роликов на оси входного или выходного вала, контактирующих с винтовой рабочей поверхностью кулачков. Последнее встречается в многодисковых вариаторах на мощность Д° 5,5 кВт; оно уменьшает потери на трение и их влияние на характеристику нажимного устройства при переходных процессах, а также снижает требуемые осевые усилия при регулировании скорости. Кроме того, оно менее трудоемко в изготовлении, 272
Однако ролико-кулачковая конструкция создает повышенные контактные напряжения на кулачках, чем ограничивается ее применение по нагрузке.
В нажимное устройство входит также параллельно работающая с кулачками пружина, которая обеспечивает предварительное поджатие дисков в моменты пуска и выбирает зазоры в сочленениях для устранения ударов.
Пружина подбирается на силу ^пруж> составляющую 1/4 ... 1/3 общей силы нажатия F дисков, и
&руж = (0,25. 0,33)Е
Меньшее значение ^пруж—при работе на большем радиусе конических дисков, большее — на минимальном радиусе. Сила
где 九——сила нажатия, приходящаяся на один пакет конических дисков; гп ——число пакетов конических дисков.
Кулачки нажимных стаканов для реверсивности вариатора выполняются симметричными (рис. 164).
Общая высота кулачка
/7 =加 + /1" + §2,Рис. 164. Развертка
-кулачка по расчет-
где h'—— высота рабочего участка;八"——вы- ному среднему диасота нерабочего участка, принимаемая рав-метРУ
ной высоте hr его рабочей части. У вершины
кулачка предусматривается участок 5】=Г,5 ... 2 мм для создания запаса профиля при наибольшем раздвижении кулачковых
стаканов.
Участок 62 = 3 ... 4 мм у основания кулачка обеспечивает зазор между вершиной и впадиной контактирующих кулачков при наибольшем их сближении, необходимый для гарантии нажатия фрикционных дисков.
Угол подъема винтовой линии Хх рабочей поверхности кулачка на его среднем радиусе гср определяется при установившемся движении (без учета трения на кулачках и в соединениях дисков с валами):
tg ^tg ^尸 кул「ср尸 кул「ср
tg ^
tg ^
尸 кул「ср
尸 кул「ср
где М2 ——крутящий момент на ведомом пакете отбуртованных дисков; ^кул 一 осевая сила, создаваемая кулачками.
* Участок, примыкающий к вершине кулачка, имеет более пологую винтовую поверхность, что обеспечивает усиленное нажатие фрикционных дисков на радиусе rlmax при п2та^ так как в этом положении коэффициент трения минимальный.
Сила нажатия одной фрикционной пары
(236)
Здесь z] — общее число ведущих конических дисков; г2 — радиус отбуртованных ведомых д-исков; § = 1,2 …1,3.
Значения / можно определять по графику на рис. 161 или
(237)(237)приближенно по эмпирической зависимости f = 0,025/f! + а,
(237)
(237)
где 厂 1 ——рабочий радиус конических дисков, см; а ——коэффициент, учитывающий уменьшение / с возрастанием частоты вращения пг входного вала вариатора; его можно принимать а = 0,011; 0,014; 0,017 соответственно при 孔】=1500; 1000; 750. об/мин.
Осевое перемещение подвижного стакана с кулачками и радиус 厂 1 связаны соотношением
Ах = 2гд(г1х-г1х+1) tgy,
где 2口 一 число конических дисков в пакете； у —— половина угла конусности дисков.
Рабочая поверхность кулачков имеет переменный угол подъема винтовой линии 九％. Для профилирования кулачков определяют 九尤 при работе передачи на rlmln, rlmax и 8 ... 10 промежуточных значениях q, разбивая рабочий участок кулачка на соответствующее число интервалов.
% (厂 Imax - ^imin) tg Y*% (厂 Imax - ^imin) tg Y*Высота рабочего профиля кулачка hf (без учета запаса хода у его вершины) равна половине максимального перемещения крайнего отбуртованного диска, т. е.
% (厂 Imax - ^imin) tg Y*
% (厂 Imax - ^imin) tg Y*
Для выключения из работы нерабочей части профиля кулачка она должна иметь угол подъема X на 3 ... 5° больше угла подъема Xj первого (со стороны основания кулачка) участка рабочего профиля.
Максимальная длина развертки окружности кулачка по расчетному диаметру у крайней точки рабочего профиля со стороны основания кулачка
гjtdcp
EX
где 0 — число кулачков на одном нажимном стакане; 63 = =(1,5 …2) мм — гарантированный зазор в работе между неработающими профилями ведущего и ведомого кулачков.
Длина развертки окружности кулачка последнего участка профиля (на вершине) не должна быть меньше 4 ... 5 мм при толщине стенки кулачкового стакана / до 10 мм и 8 ... 20 мм при t > 10 мм, что является одним из условий конструктивного выбора наружного и внутреннего диаметров кулачка, 274
Деформация пружины при переходе из одного крайнего рабочего положения в другое равна перемещению крайнего диска
"=z^ (г, max一尸lmin)tgY・
Пружина рассчитывается по FZpy* в положении на rlmln. Число витков определяется по деформации
где Fпруж…一Профилирование кулачковгде Fпруж…一Профилирование кулачков——сила пружины при rlmax.——сила пружины при rlmax.ролико-кулачковогоролико-кулачковогомеханизма аналогично рассмотренному кулачковомумеханизма аналогично рассмотренному кулачковомуОбычно длину роликов принимают равной 0,4 их диаметра, а диаметр роликов в пределах 0,35 ...0,4 наружного диаметра кулачкового стакана, выбираемого из конструктивных соображений, но не более 50 ... 55 мм. При этом контактные напряжения не превышают 12 000 кгс/см2. Ролики изготовляют из стали ШХ15 твердостью HRC 55 ... 58, кулачки — из стали ШХ15Обычно длину роликов принимают равной 0,4 их диаметра, а диаметр роликов в пределах 0,35 ...0,4 наружного диаметра кулачкового стакана, выбираемого из конструктивных соображений, но не более 50 ... 55 мм. При этом контактные напряжения не превышают 12 000 кгс/см2. Ролики изготовляют из стали ШХ15 твердостью HRC 55 ... 58, кулачки — из стали ШХ15Рис.Рис.нажимногомеханизму.нажимногомеханизму.165. Взаимодействие при вдвигании165. Взаимодействие при вдвиганииконических дисков в пакет отбуртованных:а — схема действия сил; 6 ——распределениепогонной нагрузки по длине линии контактаконических дисков в пакет отбуртованных:а — схема действия сил; 6 ——распределениепогонной нагрузки по длине линии контактаили 65Г твердостью HRC 58 ... 62.или 65Г твердостью HRC 58 ... 62.Параметры пружины устанавливаются так же, как и в кулачковых нажимных механизмах. Более подробно профилирование кулачковых нажимных механизмов рассмотрено в работах [24, 25].Для расчета механизма управления многодисковым вариатором необходимо оценивать силу Fr, требующуюся для вдвигания конических дисков в пакет отбуртованных дисков. Эта сила согласно рис. 165, аПараметры пружины устанавливаются так же, как и в кулачковых нажимных механизмах. Более подробно профилирование кулачковых нажимных механизмов рассмотрено в работах [24, 25].Для расчета механизма управления многодисковым вариатором необходимо оценивать силу Fr, требующуюся для вдвигания конических дисков в пакет отбуртованных дисков. Эта сила согласно рис. 165, а
где Fпруж…一
Профилирование кулачков
где Fпруж…一
Профилирование кулачков
——сила пружины при rlmax.
——сила пружины при rlmax.
ролико-кулачкового
ролико-кулачкового
механизма аналогично рассмотренному кулачковому
механизма аналогично рассмотренному кулачковому
Обычно длину роликов принимают равной 0,4 их диаметра, а диаметр роликов в пределах 0,35 ...0,4 наружного диаметра кулачкового стакана, выбираемого из конструктивных соображений, но не более 50 ... 55 мм. При этом контактные напряжения не превышают 12 000 кгс/см2. Ролики изготовляют из стали ШХ15 твердостью HRC 55 ... 58, кулачки — из стали ШХ15
Обычно длину роликов принимают равной 0,4 их диаметра, а диаметр роликов в пределах 0,35 ...0,4 наружного диаметра кулачкового стакана, выбираемого из конструктивных соображений, но не более 50 ... 55 мм. При этом контактные напряжения не превышают 12 000 кгс/см2. Ролики изготовляют из стали ШХ15 твердостью HRC 55 ... 58, кулачки — из стали ШХ15
Рис.
Рис.
нажимногомеханизму.
нажимногомеханизму.
165. Взаимодействие при вдвигании
165. Взаимодействие при вдвигании
конических дисков в пакет отбуртованных:а — схема действия сил; 6 ——распределениепогонной нагрузки по длине линии контакта
конических дисков в пакет отбуртованных:а — схема действия сил; 6 ——распределениепогонной нагрузки по длине линии контакта
или 65Г твердостью HRC 58 ... 62.
или 65Г твердостью HRC 58 ... 62.
Параметры пружины устанавливаются так же, как и в кулачковых нажимных механизмах. Более подробно профилирование кулачковых нажимных механизмов рассмотрено в работах [24, 25].
Для расчета механизма управления многодисковым вариатором необходимо оценивать силу Fr, требующуюся для вдвигания конических дисков в пакет отбуртованных дисков. Эта сила согласно рис. 165, а
Параметры пружины устанавливаются так же, как и в кулачковых нажимных механизмах. Более подробно профилирование кулачковых нажимных механизмов рассмотрено в работах [24, 25].
Для расчета механизма управления многодисковым вариатором необходимо оценивать силу Fr, требующуюся для вдвигания конических дисков в пакет отбуртованных дисков. Эта сила согласно рис. 165, а
F« = nF„ (fnpCosy ± siny),
где п ——число фрикционных пар (удвоенное количество конических дисков); Fn ——нормальная сила прижатия, приходящаяся надднн пакет конических дисков; /пр — приведенный коэффициент трения, учитывающий наличие скольжения в контактных зонах. Коэффициент /пр отражает, показанный на рис. 165, 6, неравномерный характер распределения сил трения по длине контактной полоски (только в одной точке Л в полной мере реализуется удельная сила трения).
Знак плюс при вдвигании, минус — при выдвигании конических дисков.
С учетом малости угла у (до 2,5°) его косинус весьма близок к единице, и поэтому выражение для Fr может быть записано FrnFn (九р ± sin 丫).(238)
Проведенные во ВНИИМЕТМАШе экспериментальные замеры потребных усилий при ручном вращении управляющего маховичка и работе на масле ВМ-4 вариатора МА35 фирмы Schaerer позволили оценить и рекомендовать в качестве расчетных значений
Ар = 0,07 . . . 0,08.
Было установлено, что значительную часть (примерно %F前 составляет компонент nFJnp. С увеличением крутящего момента
Рис. 166. Конструкция шарового дискового вариатора
на выходном валу, а также частоты его вращения Fr возрастает. Последнее объясняется тем, что при уменьшении частоты вращения выходного вала скольжение в передаче, направленное перпендикулярно перемещению дисков, растет, а это уменьшает усилие перевода дисков. Влияние изменения частоты вращения входного вала (в пределах 750 ... 1500 об/мин) сказывалось на усилии перевода незначительно.
Шаровой дисковый вариатор. Разновидностью дискового вариатора является разработанная И. И. Рубинштейном и А. И. Стадником конструкция шарового дискового вариатора (рис. 166), характеризующаяся широким диапазоном регулирования, практически начиная с частоты вращения ведомого вала, равной нулю. Здесь фрикционные диски 3 н 6 контактируют через комплект шаров 4, размещенных в сепараторе 5. Вращение от ведущего вала 丿 к ведомому 8 передается через поводковую муфту 2, веду-
и А. И. Стадником иссле-и А. И. Стадником иссле-диска о)2 и сепаратора(ос от расстояния между осями ведущегодиска о)2 и сепаратора(ос от расстояния между осями ведущегодиска и сепараторадиска и сепаратораЩий диск 9, шары 4, ведомый диск 6. Ведущий диск имеет возможность сэмоустанавливаться по плоскости шаров. Торцовая плоскость ведомого диска жестко фиксирована относительно корпуса 7. Изменение передаточного отношения вариатора достигается вертикальным перемещением сепаратора с шарами с помощью регулировочного механизма 9. При этом варьируется величина b ——расстояние между осями ведущего вала и сепаратора. Необходимое нажатие шаров к дискам создается тарельчатыми пружинами 10.-
и А. И. Стадником иссле-
и А. И. Стадником иссле-
диска о)2 и сепаратора(ос от расстояния между осями ведущего
диска о)2 и сепаратора(ос от расстояния между осями ведущего
диска и сепаратора
диска и сепаратора
Проведенное И. И. Рубинштейном дование кинематики шарового дискового вариатора выявило, что в процессе работы шары постоянно перемещаются по дискам и область контакта распространяется на некоторую кольцевую площадку на поверхности ведущих и ведомых дисков. Когда центр вращения сепаратора располагается посередине центров вращения дисков (Ь = 〃/2), ширина площадок на ведущих и ведомых дисках одинакова. При перемещении центра сепаратора в. ту или иную сторону ширина площадки на
одном диске увеличивается, а на другом уменьшается. В местах контакта с дисками шарики перекатываются без проскальзывания.
Передаточное отношение вариатора
/^ =备一1,(239)
где (*)! и (о2 ——соответственно угловые скорости вращения ведущего и ведомого валов.
При 0 < b < 0,5〃 вариатор работает в режиме замедления, а при 0,5〃 之 b 之 а——в режиме ускорения.
На рис. 167 показан характер изменения угловой скорости ведомого вала при значениях b а 0, а = 25 MMii ①工=300 1/с. Для практического применения рекомендуется использовать значения b = Q ... 14 мм; при этом диапазон угловых скоростей вращения ведомого вала составляет а)2 — 0320 1/с.
Угловая скорость вращения сепаратора
(240)
При b = 0, о)с = 0,5(0工 сепаратор с шариками работает как упорный подшипник. При b = 0,5〃 生 = ①工= ①2，т- е* диски и сепаратор вращаются как одно целое н i = 1; при Ь = а(ос->оо. Характер протекания зависимрсти(ос = / (Ь) показан на рис. 167. Установлено, что при i〉1 угловые скорости и ускорения шаров
резко возрастают, что лимитирует повышение верхнего предела частоты вращения ведомого вала. Угловые ускорения шаров квадратично зависят от частоты вращения ведущего диска, что также ограничивает угловую скорость вращения ведущего вала (о1шах = =250 ... 300 1/с. Угловые ускорения шаров уменьшаются с возрастанием радиусов шаров и сепаратора, что, однако, связано с увеличением габаритных размеров механизма. Кроме того, при достаточно большой массе шара запас кинетической энергии становится значительным и повышенное угловое ускорение может вызвать недопустимое проскальзывание шаров по дискам.
В приведенной конструкции вариатора радиус шаров гш = =8 мм, радиус сепаратора 凡=30 мм. К числу недостатков этого типа вариаторов следует отнести также наличие трения шариков о сепаратор. Применение их целесообразно при небольших мощностях (до 1 кВт).
ВОЛНОВЫЕ ВАРИАТОРЫ
Передача вращательного движения в волновых передачах осуществляется за счет бегущей волновой деформации одного из колес, откуда и произошло название таких передач.
Рис. 168. Взаимодействие жесткого и гибкого колес в волновой передачеРис. 168. Взаимодействие жесткого и гибкого колес в волновой передачеВ качестве вариаторов такие передачи находят применение в приборных кинематических узлах(мелкие вводы в вакуум, следящие системы, устройства для перемотки) при ограниченной долговечности.
Рис. 168. Взаимодействие жесткого и гибкого колес в волновой передаче
Рис. 168. Взаимодействие жесткого и гибкого колес в волновой передаче
На рис. 168 показана схема волновой фрикционной передачи. При вращении генератора 4 вследствие различия периметров охватывающего
жесткого колеса 7, закрепленного в корпусе 2, и охватываемого гибкого колеса 3 происходит поворачивание гибкого колеса относительно жесткого в направлении, обратном вращению генератора. В принципе неподвижным может быть любое из трех основных звеньев передачи 一 жесткое, гибкое колесо или генератор. При неподвижном генераторе получается простая передача, а при остановленном жестком или гибком колесе ——планетарная.
Если жесткое (или гибкое) колесо выполнить коническим и добавить в конструкцию механизм для его осевого перемещения, то получится фрикционный волновой вариатор.
При остановленном жестком или гибком колесе передаточное отношение представленной на рис. 168 передачи в первом приближении (в предположении, что перемещение поверхности гибкого колеса осуществляется только в радиальном и тангенциаль- 278
ном направлениях, поверхность гибкого колеса нерастяжима, контактирующие поверхности обкатываются без скольжения) определяется
； DbM — Dbm
Здесь DbM и Do — диаметры ведомого и остановленного колес;
А —— диаметральное упругое перемещение гибкого колеса.
Уравнение (241) справедливо для всех схем волновых вариаторов, графически (рис. 169) выражается двумя ветвями равносто-
а н 6 — при остановленном жестком колесе; вне — при остановленном гибком колесе
ронней гиперболы с центром в точке (1,0), асимптоты которой параллельны осям координат. Показанные на рис. 169 схемы вариаторов отличаются расположением ведомых и остановленных звеньев. Обозначения: Г — соответствует гибкому звену, Ж — жесткому, FH ——генератор (последний условно изображен одноволновым). Вариаторы могут быть выполнены как с положительным при Dq < £>вм, так и с отрицательным при Do > 5м передаточным отношением. В первом случае направления вращения генератора и ведомого звена совпадают, во втором — противоположны.
Приведенные на рис. 169 кривые позволяют установить возможный диапазон регулирования скорости в зависимости от отношения диаметров обката жесткого и гибкого колес.
С учетом проскальзывания передаточное отношение
(241a)
На скольжение в волновых фракционных передачах влияют форма рабочей поверхности, жесткость и конструкция гибкого колеса,
279
тип генератора, число волн деформации и величина радиальной деформации. Этот вопрос специально исследовался в работах [33, 32 и др.].
Волновые вариаторы благодаря наличию нескольких зон нагружения компактны, обладают возможностями высокого редуцирования и значительным диапазоном регулирования. Основной деталью, в решающей степени определяющей работоспособность, габариты и другие параметры волновой передачи, является гибкий элемент. Долговечность передачи лимитируется в основном циклической прочностью этого элемента. Последняя определяется конструкцией гибкого элемента, способом его заделки, величиной радиальной деформации, характером деформации, величиной полезной нагрузки.
По кинематическому взаимодействию известные конструкции волновых вариаторов делятся на радиальные и торцовые. В первых —— чаще встречающихся —— гибкий элемент может иметь цилиндрическую, коническую или полусферическую форму, у вторых ——плоскую диафрагму. Применение колоколообразных гибких колес позволяет их использовать для передачи механического движения в герметически отделенную сплошной деформируемой стенкой часть пространства. Благодаря этому свойству волновые передачи находят применение в летательных аппаратах； а также химическом оборудовании, работающем в агрессивной среде, вакууме.
Вторым по значению элементом волнового вариатора, лимитирующим его нагрузочную способность, является генератор волн.
В зависимости от характера опирания гибкого колеса на генератор различают генераторы свободной, принудительной и полупринудительной деформации. У первых гибкое колесо опирается на генератор только в зоне вершины волны деформации, у вторых —по всему периметру, у третьих — только на своем рабочем участке.' В волновых вариаторах нашли преимущественное применение генераторы свободной деформации, реже полупринудительной деформации.
Генераторы свободной деформации отличаются относительной простотой конструкции и невысокой стоимостью изготовления, легко поддаются регулировке. В качестве тел качения в них обычно используются стандартные шарико- и роликоподшипники. Их недостаток — высокие контактные напряжения в зоне контакта рабочих тел генератора и гибкого колеса.
Регулирование передаточного отношения в волновых вариаторах осуществляется следующими способами:
изменением диаметра дорожки качения при применении одного из колес —— гибкого или жесткого —— нецилиндрической (чаще конической) формы; при этом в осевом направлении может перемещаться любое из указанных колес или генератор;
изменением окружных скоростей упругого перемещения раз- личных“ участков деформированного гибкого колеса, располо- 28Q
ЖениыХ под различными углами относительно большой оси генера* тора волн;
изменением диаметра цилиндрической поверхности трения жесткого колеса;
растяжением выполненного в виде бесконечной ленты гибкого колеса генератором волн.
На рис. 170 показан вариатор [85 ] с регулированием скорости по первому способу. В данном случае вариатор выполнен двухступенчатым. Роль I ступени выполняет регулируемая фрикционная волновая передача, а II—зубчатая волновая передача. Вариатор имеет сдвоенное гибкое звено 3, левая часть которого представляет собой усеченный конус, а правая ——цилиндриче-
Рис. 170. Вариатор с конусной гибкой трубой: / — гибкая труба; // — генератор
ская с зубчатым венцом на конце. Вмонтированная жесткая втулка 4 делит гибкий элемент на левую и правую части, препятствуя распространению деформации с одной части на другую. В торцовых расточках втулки расположены подшипники, поддерживающие входной 丿 и выходной 5 валы. Вращение от вала 丿 передается на двухволновой генератор, шарикоподшипники 2 которого создают волны деформации на левой конической части гибкого звена. Последняя охватываемся расположенным в корпусе 6 вариатора жестким кольцом 7, имеющим возможность для регулирования скорости осевого перемещения по четырем направляющим 8. Это перемещение осуществляется при помощи двух винтов 9, ввинчивающихся в резьбовые отверстия кольца 7, насаженных на них червячных колес /0, вращаемых червяками //, нарезанных на общем валу 12. Последний поворачивается вручную маховичком /3. Оси роликов /6, расположенные в пазах водила 14 генератора, опираются на овальную пружину 15, обеспечивающую необходимое прижатие гибкого колеса к жесткому. При перемещении кольца 7 в направлении от левого суженного наиболее' жесткого участка к цилиндрической части гибкого элемента жесткость трубы и ее деформация уменьшаются. Во II ступени зубчатый венец на правом торце гибкой трубы зацепляется с жестким остановленным зубчатым венцом 19. Генератор II ступени состоит из двух роликов 18 и водила /7, закрепленного
на выходном валу 5. Вариатор обладает свойством обратимости
мо噂т передавать вращение как от вала / к валу 5、так и наоборот，Передаточное отношение вариатора при ведущем вале /
&‘2&‘2一也= Rr 务一2Ж82 Rr — RiK Zr一也= Rr 务一2Ж82 Rr — RiK Zr(242)(242)
&‘2
&‘2
一也= Rr 务一2Ж
82 Rr — RiK Zr
一也= Rr 务一2Ж
82 Rr — RiK Zr
(242)
(242)
Рис. 171. Торцовый вариатор с гибкой диафрагмойРис. 171. Торцовый вариатор с гибкой диафрагмойЗдесь Rr и 7?ж — радиусы гибкого и жесткого колес I ступени; z「^ 2ж — иисла зубьев гибкого и жесткого звеньев II ступени, фрикционная волновая передача со стальным гибким колесом может реализовать в режиме редукции передаточные отношения в интервале от 50 до 1000 и более. Нижний предел i лимитируется усталостной прочностью гибкого колеса, поскольку минимальное I соответствует максимальной деформации гибкого элемента в его сечении с наименьшим диаметром. Верхний предел i соответствует, наоборот, минимальной деформации гибкого элемента, когда различие в периметрах гибкого и жесткого колес минимально и может нарушаться плавность вращения выходного вала вариатора.
Рис. 171. Торцовый вариатор с гибкой диафрагмой
Рис. 171. Торцовый вариатор с гибкой диафрагмой
Применение в рассмотренном типе вариатора дополнительной зубчатой волновой пе
редачи позволяет реализовать передаточные отношения менее 50. Особенностью этого вариатора является переменное усилие прижатия гибкого и жесткого колес при осевом перемещении последнего вследствие изменения затрачиваемого пружиной усилия на деформацию конической части гибкого элемента.
На рис. 171 показан волновой вариатор торцового типа с регулированием передаточного отношения по второму способу [92 ]. С этой целью в вариаторе используется упругая диафрагма /. Вариатор заключен в корпус 2. Вращение от входного вала 3 через жесткую плоскую шайбу 4, шары 5, диафрагму /, ступицу 6 передается ведомому валу 7. Два шара удерживаются в диаметрально противоположном положении сепаратором 8. Упругая диафрагма опирается на плоскую поверхность неподвижного фланца 9. Прижатие рабочих тел осуществляется с помощью тарельчатой пружины 10 через упорный подшипник //. Ведомый вал расположен в подшипнике /2, вмонтированном в резьбовую муфту /3. С помощью резьбового соединения муфта вместе с ведомым валом может перемещаться в осевом направлении, создавая прогиб диафрагмы / (показано пунктиром).
При вращении входного вала между фланцем 9 и диафрагмой 7 под давлением шаров 5 происходит контакт по окружности диа- 282
метром dy определяемым положением отверстий под шары в сепараторе 8. При положении выходного вала, соответствующем плоской форме гибкой диафрагмы (показано сплошной линией), длины окружностей контакта на фланце 9 н на диафрагме одинаковы; вследствие этого при вращении входного вала выходной будет оставаться неподвижным.
При осевом перемещении гибкой диафрагмы вместе с выходным валом диафрагма прогибается и начинает контактировать с фланцем точками, расположенными (при измерении на недеформирован- ной диафрагме) на диаметре dvar большем чем dc, и выходной
Рис. 172. Схема вариатора с регулируемым пружинным жестким звеномРис. 172. Схема вариатора с регулируемым пружинным жестким звеномРис. 173. Схема вариатора с растягиваемым гибким звеномРис. 173. Схема вариатора с растягиваемым гибким звеном
Рис. 172. Схема вариатора с регулируемым пружинным жестким звеном
Рис. 172. Схема вариатора с регулируемым пружинным жестким звеном
Рис. 173. Схема вариатора с растягиваемым гибким звеном
Рис. 173. Схема вариатора с растягиваемым гибким звеном
вал приходит во вращение, поскольку создается различие в длинах контактируемых окружностей.
Передаточное отношение вариатора определяется разностью диаметров dvar и dc; последняя зависит от величины максимального осевого прогиба диафрагмы.
Рассмотренный вариатор характеризуется большим передаточным отношением, регулируемым в широком диапазоне.
На рис. 172 показан вариатор с регулированием передаточного отношения по третьему способу, т. е. изменением диаметра цилиндрической поверхности качения жесткого колеса, выполненного в виде специальной пружины /, осуществляемого торцовым нажатием винта 2.
Вследствие ограниченных возможностей изменения внутреннего диаметра пружины диапазон регулирования такого типа вариатора небольшой.
На рис. 173 показан вариатор с регулированием скорости по четвертому способу ——за счет растяжения гибкого элемента. В данном случае вариатор является автоматическим регулятором скорости вращения, обеспечивающим постоянство частоты вращения выходного вала при разных входных частотах вращения.
С увеличением скорости вращения вала генератора передаточное отношение возрастает в связи с растяжением центробежными силами гибкого элемента, выполненного из эластичного материала.
Вследствие относительно невысокой прочности эластичного материала вариатор может передавать небольшие нагрузки.
Предпочтительное применение находят волновые вариаторы, у которых изменение передаточного отношения осуществляется либо перемещением гибкого колеса при неподвижном жестком колесе, либо наоборот.
Одним из недостатков волновых вариаторов с цилиндрическими и коническими гибкими элементами, выполняемыми в виде стакана, является значительная длина стакана (и соответственно вариатора), которая должна быть в 1 ... 1,5 раза больше его диаметра, что необходимо для затухания деформации, возника'
ющей под генератором до места заделки, и для уменьшения напряжения в диафрагме.
В этом отношении выгодно отличается вариатор с полусферическим гибким колесом, разработанный и исследованный Г. А. Хи- талишвилй (СТАНКИН).
На рис. 174 показана схема этого вариатора. Здесь гибкое колесо / имеет полу сфер ическу ю форму.
Расположенное в корпусе 2 жесткое колесо 3 имеет возможность осевого перемещения для регулировки эксцентриситета е (рис. 174, а). Последний обеспечивает переменность радиального зазора А, что необходимо для регулирования передаточного отношения.
Зазор А = /弋 + 發一2R()e cos 6 — R.
Изменение передаточного отношения производится наклонением шарнирно сочлененных рычагов генератора центробежного действия 4 относительно оси вариатора с помощью винтового механизма 5. В этом вариаторе полусферическая форма гибкого колеса помимо сокращения осевых размеров обеспечивает также более благоприятное. напряженное состояние гибкого элемента, удобство его крепления к валу (отсутствие диафрагмы), компактное размещение органов регулирования внутри полости гибкого колеса.
Образующая наружной поверхности роликов генератора волн очерчена дугой, радиус которой равен радиусу внутренней поверхности гибкого колеса.
Диапазон регулирования
д = imax — A max，min Amin
Здесь зазор Дт1п ограничивается возникновением неплавности вращения ведомого вала и должен быть на порядок больше суммы шероховатостей контактирующих поверхностей и разнотолщин- ноет и гибкого колеса; Дтах ограничен возрастанием локальных напряжений при деформации гибкого колеса. Максимально допустимый диапазон регулирования Дтах 工 30. Толщина стенок гибких колес составляет 0,3 ... 0,5 мм. Расчет их прочности и устойчивости базируется на теории оболочек.
Оптимальное значение запаса сцепления р = 2 ... 2,5. Замеренное при испытаниях максимальное значение 刀 = 0,62 (при 几1 = 1800 об/мин); при этом относительная потеря скорости составляла 10 ... 20%.
Значительная относительная потеря скорости в волновой фрикционной передаче связана со специфическими условиями работы гибкого тонкостенного элемента, испытывающего большие деформации изгиба. И хотя нейтральный слой остается нерастя- жяммм, однако в результате совместного проявления тангенциального и радиального перемещений гибкого элемента контактирование его наружного слоя с жестким колесом сопровождается проскальзыванием и понижением КПД.
Фрикционные волновые вариаторы наряду со своими достоинствами в части высокой степени редукции, широкого диапазона регулирования, компактности привода обладают серьезными недостатками ——прежде всего относительно небольшим КПД (rimax^ а 0,65)： Это связано с существенными гистерезисными потерями при передеформировании гибкого элемента, долговечность которого невелика. Поэтому возможно их применение только в качестве кинематических передач и в приводах малой мощности —— в различного рода следящих системах, намоточных устройствах, устройствах с передачей движения в герметизированное пространство, в компактных периодически действующих приводах.
Глава 8
ПРИВОДЫ С ШИРОКИМДИАПАЗОНОМ РЕГУЛИРОВАНИЯ
Вариаторы как с гибкой связью, так и фрикционные при регулировании одного шкива или колеса обеспечивают диапазон регулирования Д = 2 ... 4 и при двух регулируемых шкивах Д = 9 ... 10 (в отдельных случаях до 12). При больших диапазонах значительно ухудшаются их показатели: КПД, жесткость характеристики, тяговая способность.
Во многих рабочих машинах требуется регулирование в значительно больших пределах. В некоторых случаях необходимо снижение угловой скорости ведомой системы до нуля и даже реверсирование.
Увеличение диапазона регулирования может быть достигнуто применением:
двухступенчатых вариаторов;
планетарных вариаторов;
вариаторов с зубчатыми передачами (переборами);
замкнутых приводов с вариаторами в одной цепи и с замыканием дифференциалом.
Приводы последнего типа могут использоваться также и в случаях, когда вариатор рассчитан на мощность, меньшую, чем необходимо для рабочей машины.
Как показано в разд. 5.3 на примере клиноременных вариаторов, первый способ расширения диапазона регулирования не столь эффективен. При регулировании в каждой ступени одного шкива или колеса (см. рис. 90, 125 и 155) диапазон регулирования оказывается таким же, что и в одноступенчатой передаче с двумя регулируемыми шкивами. В то же время изменение окружной скорости в контакте и окружной силы происходит в значительно больших пределах, что не позволяет использовать вариатор в полной мере на всем диапазоне.
В вариаторах с регулированием всех четырех колес или шкивов (см. рис. 87, 88) диапазон может быть расширен до 16 ... 20, однако в них изменение скорости и окружной силы происходит в еще больших пределах. Ступень, работающая в данный момент при меньшей скорости, оказывается тяжелонагруженной, в то время как другая недогружается. Это заставляет ограничивать применение двухступенчатых передач как по мощности, так и
по диапазону регулирования. Основные кинематические и сн» ловые зависимости для них приведены в разд. 2.3 и 5.2; некоторые конструкции показаны на указанных выше рисунках.
ПЛАНЕТАРНЫЕ ВАРИАТОРЫ
Использование планетарных схем в бесступенчатых передачах позволяет существенно расширить пределы регулирования скорости до значений, которые недостижимы в простых вариаторах. При этом некоторые схемы планетарных передач допускают и реверсирование. Благодаря применению планетарных схем с несколькими сателлитами габаритные размеры вариаторов могут быть значительно сокращены.
диаграммы передаточных отношений передачи 2К-Ндиаграммы передаточных отношений передачи 2К-ННесмотря на многообразие форм тел качения и конструкций планетарных вариаторов, почти все их кинематические схемы можно свести к двум: двухступенчатым передачам 2К-Н и ЗК по терминологии В. Н. Кудрявцева [43].
диаграммы передаточных отношений передачи 2К-Н
диаграммы передаточных отношений передачи 2К-Н
Рассмотрим передачи 2К-Н. Кинематические схемы и характеристики их показаны на рис. 175, кривые КПД — на рис. 176. Диаграммы заимствованы из работы [43], по которой сохраняются и все обозначения.
Регулируемым в этих передачах является один из сателлитов (чаще колесо /) или оба сателлита. Регулируемые элементы выполняются коническими или сферическими. Нерегулируемая пара может быть как фрикционной, так и зубчатой. Ведущим элементом могут быть центральное колесо а или водило Н. Колесо b — неподвижно.
Передаточное отношение при ведущем колесе а будет
吟以=1土^*，(243)
где %, rb — радиусы центральных колес; r“, rgx — радиусы сателлитов, в общем случае 'переменные.
厂fmin ±上£//max X 厂fmin ±上£//max X 厂 fmax r/min厂 fmax r/minРис. 177. Планетарный конусный вариатор фирмы Snimpo Kogyo：а разрез； 6 — кинематическая схемаРис. 177. Планетарный конусный вариатор фирмы Snimpo Kogyo：а разрез； 6 — кинематическая схема
厂fmin ±上£
//max X
厂fmin ±上£
//max X
厂 fmax r/min
厂 fmax r/min
Рис. 177. Планетарный конусный вариатор фирмы Snimpo Kogyo：
а разрез； 6 — кинематическая схема
Рис. 177. Планетарный конусный вариатор фирмы Snimpo Kogyo：
а разрез； 6 — кинематическая схема
В формуле (243) знак плюс при передаточном отношении простой передачи при iH < 0, когда одно из центральных колес с внутренним, а второе с внешним контактом; знак минус ——при 汐 > 0, когда оба центральных колеса с одинаковым контактом. На рис. 179 передаточное отношение i^^ этих передач изображается наклонной прямой. Диапазон регулирования подобной передачи при регулировании одного сателлита f
(244)
В вариаторах центральные колеса и сателлиты чаще всего делаются коническими. Нерегулируемые пары целесообразно выполнять с совпадающими вершинами конусов, что исключает геометрическое скольжение. В этом случае в формулы (243) и (244), так же как и во все последующие в этом разделе, для этих пар вместо отношения радиусов сопряженных колес следует подставлять отношение синусов половин углов при вершине конусов.
Из формулы (244) видно, что при i" < 0 (в формуле — знак плюс) Д、< 疗吧,и большего диапазона регулирования получить 厂 f min
нельзя. Передачи этого типа чаще применяются для достижения компактности и значительного редуцирования скорости; КПД их высокий (рис. 176).
На рис. 177 показан планетарный конусный вариатор фирмы Shimpo Kogyo, выполненный по этой схеме. Фрикционные тела в нем работают в масле. Движение с ведущего солнечного конуса 8 передается ведомому валу / через двойные конические сателли- 288
ты 7, оси которых закреплены в водиле 4. Невращающееся коль- цо 6 может перемещаться в осевом направлении при помощи реечной передачи 3 и маховичка 5, чем и обеспечивается регулирование скорости. Нажатие осуществляется шариковым нажимным устройством 2, предварительное поджатие ——пружинами 9. Угол наклона оси сателлитов к оси вала (рис. 177, б) б 35 ... ... 40°. Половина угла регулируемого конуса а『 弋 6. Во избежание геометрического скольжения в паре а——g углы а@ и ай должны быть
"^- + cos 6"^- + cos 6ctg а。= ‘° sin Sctg а。= ‘° sin S
"^- + cos 6
"^- + cos 6
ctg а。= ‘° sin S
ctg а。= ‘° sin S
Такие вариаторы изготовляют 〃 =6.Нагрузочная характеристика риатора:«2, Об/мИН加2， KFC • СМ Такие вариаторы изготовляют 〃 =6.Нагрузочная характеристика риатора:«2, Об/мИН加2， KFC • СМ на мощность до 3,7 кВт прина мощность до 3,7 кВт принаибольшего типоразмера ва-наибольшего типоразмера ва-.62120200280375.475100013601030780.62120200280375.475100013601030780
Такие вариаторы изготовляют 〃 =6.
Нагрузочная характеристика риатора:
«2, Об/мИН
加2， KFC • СМ
Такие вариаторы изготовляют 〃 =6.
Нагрузочная характеристика риатора:
«2, Об/мИН
加2， KFC • СМ
на мощность до 3,7 кВт при
на мощность до 3,7 кВт при
наибольшего типоразмера ва-
наибольшего типоразмера ва-
.62120200280375
.475100013601030780
.62120200280375
.475100013601030780
Вследствие значительного понижения к? отпадает надобность в установке последующих редукторов.
Передаточное отношение в передаче 2К-Н с ведущим водилом Н и неподвижным колесом 6 будет
11 —%Ь11 —%Ь]丄wg]丄wg(245)(245)
1
1 —%Ь
1
1 —%Ь
]丄wg
]丄wg
(245)
(245)
Как видно из формулы (245), в этой передаче можно получить регулирование скорости в очень широких пределах с остановкой ведомой системы (при ，爲 =1) и реверсированием. КПД вариатора и жесткость кинематической характеристики с приближением s@ к нулю резко падают. Передачи более выгодны в качестве кинематических, а не силовых. В вариаторах, допускающих снижение частоты вращения п2 до нуля и реверсирование, кинематику следует характеризовать не диапазоном регулирования, а предельными передаточными отношениями.
На рис. 178 показан конусный планетарный вариатор, выполненный по последней схеме. Передаточное отношение его
ЕаЕа] D zg] D zg(245а)(245а)
Еа
Еа
] D zg
] D zg
(245а)
(245а)
В вариаторе приняты числа зубьев 瑾=30; % = 90 и предельные отношения D/%ax = 2,4; D；dm!n 3,33. При этом получается imin ~ 5 и 力皿——9, следовательно, передача допускает реверсирование. Выполняется ^ариатор на мощность N = 3,2 кВт при /г】= 1500 об/мин. Прижатие конусов к кольцу достигается
10 Б. А. Пр оиин и др.
За сает центробежной силы конусов. Передала hpocta iio кой- струкции.Вариаторы по схеме ЗК с тремя центральными колесами выполняются с двумя или тремя сателлитами (рис. 179, а и в). Ведущим является центральное колесо а, неподвижным — ко-За сает центробежной силы конусов. Передала hpocta iio кой- струкции.Вариаторы по схеме ЗК с тремя центральными колесами выполняются с двумя или тремя сателлитами (рис. 179, а и в). Ведущим является центральное колесо а, неподвижным — ко-Рис. 178. Планетарный конусный вариатор с ведущим водилом:Рис. 178. Планетарный конусный вариатор с ведущим водилом:а — разрез; б — кинематическаяа — разрез; б — кинематическаясхемасхемалесо Ь; водило свободное,лесо Ь; водило свободное,служит только опорой сателлитов ислужит только опорой сателлитов имомента не передает.Эти передачи можно рассматривать [43] как состоящие из двух последовательно работающих передач 2К-Н (рис. 179二_6 и а).момента не передает.Эти передачи можно рассматривать [43] как состоящие из двух последовательно работающих передач 2К-Н (рис. 179二_6 и а).Рис. 179. Кинематические схемы передач ЗК, применяемые в вариаторах:а, 6 — с двумя; в, г — с тремя сателлитамиРис. 179. Кинематические схемы передач ЗК, применяемые в вариаторах:а, 6 — с двумя; в, г — с тремя сателлитами
За сает центробежной силы конусов. Передала hpocta iio кой- струкции.
Вариаторы по схеме ЗК с тремя центральными колесами выполняются с двумя или тремя сателлитами (рис. 179, а и в). Ведущим является центральное колесо а, неподвижным — ко-
За сает центробежной силы конусов. Передала hpocta iio кой- струкции.
Вариаторы по схеме ЗК с тремя центральными колесами выполняются с двумя или тремя сателлитами (рис. 179, а и в). Ведущим является центральное колесо а, неподвижным — ко-
Рис. 178. Планетарный конусный вариатор с ведущим водилом:
Рис. 178. Планетарный конусный вариатор с ведущим водилом:
а — разрез; б — кинематическая
а — разрез; б — кинематическая
схема
схема
лесо Ь; водило свободное,
лесо Ь; водило свободное,
служит только опорой сателлитов и
служит только опорой сателлитов и
момента не передает.
Эти передачи можно рассматривать [43] как состоящие из двух последовательно работающих передач 2К-Н (рис. 179二_6 и а).
момента не передает.
Эти передачи можно рассматривать [43] как состоящие из двух последовательно работающих передач 2К-Н (рис. 179二_6 и а).
Рис. 179. Кинематические схемы передач ЗК, применяемые в вариаторах:
а, 6 — с двумя; в, г — с тремя сателлитами
Рис. 179. Кинематические схемы передач ЗК, применяемые в вариаторах:
а, 6 — с двумя; в, г — с тремя сателлитами
В первой ступени передача происходит от колеса а к водилу Я. Передаточное отношение ее 力纟口 определяется по формуле (243), в которую вместо 厂卜 следует подставлять для схемы на рис. 179, 6 rsx и для схемы на рис. 179, а ——厂九；знак ——плюс. Здесь ig V 0.'Как видно из рис. 175 и 176, передаточное отношение этой ступени небольшое, КПД высокий.
Во второй ступени передача осуществляется от водила Н к колесу е. Передаточное отношение /^е определяется по формуле (245), в которой берется знак минус (iH > 0); колеса а и е, а также сателлиты / и g меняются местами. Из рис. 175 следует,
что эта ступень обладает широкими кинематическими возможностями со значительным редуцированием и реверсированием при i" = 1. Однако КПД передачи (см. рис. 176) резко падает. Эти свойства второй ступени распространяются и на всю передачу типа ЗК в целом.
Передаточные отношения передач: при двух сателлитах (рис. 179, а)
jb = Sa _ 1_ fg .
aL g —一 1 rbrfx，
(247) один(247) одинпри трех сателлитах (рис. 179, б)
(247) один
(247) один
窥一必—］一野—J Sb - ,
В вариаторах первой схемы регулируемым делается сателлит /; диапазон регулирования
№~— r/П11П
.” = /_ = £;(248)
Gin —"max
при трех сателлитах регулируются все сателлиты
Ниже рассматриваются конструкции трех вариаторов, выполненных по схеме ЗК.
Вариатор Е. И. Пирожкова (рис. 180) представляет собой двухпоточный планетарный механизм с сателлитами, опирающимися друг на друга. Движение в нем от ведущих конусов /, имеющих осевую подвижность на ведущем валу /7, передается через сателлиты 2 солнечным кольцом //, охватывающим правую и левую группы сателлитов; водило 14 свободно; снаружи сателлиты обкатываются по конусам /2, удерживаемым от поворота шариковыми нажимными устройствами /3. Конусы / связаны с ведущим валом 17 нажимными устройствами 15. Так как конус 12 неподвижен, то образующая ОБ сателлита является мгновенной осью его вращения. При контакте в точке Б кольцо 11 будет иметь нулевую скорость вращения; во всех остальных точках контакта на образующей АВ линейные скорости сателлита и кольца будут пропорциональны расстоянию до точки 5. При контактировании на участке 46 кольцо 11 вращается в ту же сторону, что и конус /, при контакте на участке БВ ——в обратную сторону. В точках Л и 5 скорости вращения наибольшие.
Передаточное отношениеПередаточное отношениепри этомпри этомгь — sin з _ cos 単一ag) га — sin aa — cos (P + ctg)гь — sin з _ cos 単一ag) га — sin aa — cos (P + ctg)определяется зависимостью (246),H * = -^■厶= °6sinag = r&определяется зависимостью (246),H * = -^■厶= °6sinag = r&
Передаточное отношение
Передаточное отношение
при этом
при этом
гь — sin з _ cos 単一ag) га — sin aa — cos (P + ctg)
гь — sin з _ cos 単一ag) га — sin aa — cos (P + ctg)
определяется зависимостью (246),
H * = -^■厶= °6sinag = r&
определяется зависимостью (246),
H * = -^■厶= °6sinag = r&
тогда
[ь 一ga? 包[ь 一ga? 包1 +1 +COS (0 — (Zg) cos (8 +ag)COS (0 — (Zg) cos (8 +ag)11厂6厂6
[ь 一g
a? 包
[ь 一g
a? 包
1 +
1 +
COS (0 — (Zg) cos (8 +ag)
COS (0 — (Zg) cos (8 +ag)
1
1
厂6
厂6
в широком диапазоне с переходомв широком диапазоне с переходомРис. 180. Схема планетарного сдвоенного вариатора конструкции Е. И. Пирожкова: а — конструктивная; б — кинематическаяРис. 180. Схема планетарного сдвоенного вариатора конструкции Е. И. Пирожкова: а — конструктивная; б — кинематическая
в широком диапазоне с переходом
в широком диапазоне с переходом
Рис. 180. Схема планетарного сдвоенного вариатора конструкции Е. И. Пирожкова: а — конструктивная; б — кинематическая
Рис. 180. Схема планетарного сдвоенного вариатора конструкции Е. И. Пирожкова: а — конструктивная; б — кинематическая
Таким образом, передача обеспечивает регулирование скорости через нуль в точке Б.
По оси симметрии правые сателлиты соприкасаются с левыми и катятся один по другому без скольжения, будучи прижатыми силой 尸2，На ведущем полом валу 17 расположены две нажимные шайбы: левая сидит неподвижно, правая — свободно. Последняя связана штифтом с поршнем 16. Винтом 18 шайбы могут быть раздвинуты, чем обеспечивается выбор зазоров и предварительный натяг в передаче.
В передаче используются два параллельно работающих планетарных механизма. Учитывая неизбежность погрешностей изготовления, съем мощности осуществляется не
непосредственно с колец 11, а через конический дифференциал, включающий конические шестер-
конических сателлита 5 иконических сателлита 5 ини 4, три (или более) водило 6.
конических сателлита 5 и
конических сателлита 5 и
Использование конического дифференциала в качестве уравни
тельного механизма исключает возможность появления в передаче циркулирующей мощности. Водило 6 имеет зубчатый венец, движение с которого передается ведомой шестерне 7, сидящей на выходном валу. Регулирование скорости вращения ведомого вала
осуществляется синхронным сближением или удалением колец 11 при помощи механизма управления, состоящего из двух половин. Каждая половина включает поводок 3, кулачки которого перемещаются по трем пазам в цилиндре 8, зафиксированном относительно конуса вариатора. Охватывающий цилиндр 9 имеет на внутренней поверхности правую и левую нарезку, при помощи которой он навинчивается на выступающие кулачки поводка 3. Вращение цилиндра 9 осуществляется червяком 10,
В другом варианте этого вариатора кольца И могут быть неподвижными, а конусы 12 —— ведомыми.
Форма и размеры сателлитов 2 выбраны так, что действующие на них силы 尸 1,尸2,尸з и Р4 обеспечивают их полное равновесие. Количество сателлитов в ряду определяется условиями соседства и должно быть не менее трех; рекомендуется его принимать равным шести.
Исследование, проведенное Е. И. Пирожковым, показало, что угол конуса сателлита а^ целесообразно принимать равным углу 0 наклона его оси. Это обеспечивает более надежную работу нажимного механизма, так как рабочие участки соответствующих опорных поверхностей правых и левых сателлитов оказываются параллельными. Кроме того, этот вариант обеспечивает передачу постоянной мощности на всем диапазоне регулирования. Реверсирование колец 11 в этом, случае утрачивается.
К отличительным особенностям вариатора Е. И. Пирожкова следует отнести следующие. Благодаря уравновешенности сателлитов валы и подшипники этого вариатора полностью разгружены от нормальных контактных сил. Использование значительного количества сателлитов, расположенных в два ряда, позволяет существенно повысить передаваемую мощность при малых габаритных размерах вариатора. Вынесение контакта сателлитов с охватывающими их кольцами (в котором имеет место геометрическое скольжение) на наибольший радиус облегчает его работу. На площадках основного контакта сопрягаются поверхности с разными знаками кривизны и близкими радиусами кривизны, что благоприятно влияет на контактную выносливость поверхностей. Наличие сил инерции, отбрасывающих сателлиты на периферию, обеспечивает участие всех сателлитов в передаче крутящего момента.
Недостатком вариатора является затруднительность эффективного отвода тепла, конструктивная сложность механизма отбора мощности от солнечных колец И и необходимость высокого класса точности изготовления.
На рис. 181 показаны кинематическая схема и конструкция шарового планетарного вариатора. Здесь ведущим звеном является цилиндрическое колесо а. Оси сателлитов ——шаров укреплены в свободно вращающемся водиле. Ведомым является колесо е. Шары обкатываются по неподвижному колесу Ь. Регулирование скорости осуществляется изменением угла у наклона осей шаров,
при котором изменяются радиусы контактов шара с колесами а, b и е. Эти радиусы будут (рис. 181, б)
7 = rcosy; 广九=rcos (а+7)； " = г cos (а 土у), где г — радиус шара.
а丿
Рис. 181. Шаровой планетарный вариатор фирмы
Escher-Wyss:
« — разрез; б — кинематическая схема; 8 — радиусы качения шара
Верхние знаки берутся при наклоне оси вращения шара из горизонтального положения по часовой стрелке, нижние ——при обратном наклоне.
Подставляя эти выражения в формулу (247), получаем зависимость для определения передаточного отношения
』｝ [1 土霊T(2 + cosa)]・
Передача допускает реверсирование.
На рис. 182 показан вариатор фирмы Shimpo Kogyo с фрикционными телами, работающими в масле, обеспечивающий реверсирование вращения выходного вала /. В этой конструкции на 294
КонЦё Входного вала /2 сидят два ролика 8, каждый из который взаимодействует с конусами 4 и 10. Конусы 10 вращаются на неподвижных осях 77; конусы 4 являются сателлитами; оси их закреплены в водиле 3, сидящем на выходном валу 1. Конусы 4 и 10 охватываются вращающимся кольцом 5, которое может перемещаться в осевом направлении при помощи реечной пары 6, винтовой передачи 9 и маховичка. При симметричном положении кольца 5 относительно конусов 4 и 10 выходной вал 11 останавливается. При перемещении кольца влево от этого положения (как показано на рис. 182) выходной вал вращается в ту же сто-
Рис. 182. Замкнутый конусный вариатор фирмы Shimpo Kogyo:а — разрез; б — кинематическая схемаРис. 182. Замкнутый конусный вариатор фирмы Shimpo Kogyo:а — разрез; б — кинематическая схема
Рис. 182. Замкнутый конусный вариатор фирмы Shimpo Kogyo:
а — разрез; б — кинематическая схема
Рис. 182. Замкнутый конусный вариатор фирмы Shimpo Kogyo:
а — разрез; б — кинематическая схема
рону, что и входной вал, при смещении вправо ——в обратную сторону. Прижатие катков осуществляется шариковым нажимным устройством 2, предварительное поджатие ——пружинами 7, раздвигающими ролики 8.
Наиболее крупный типоразмер такого вариатора имеет следующую характеристику:
Направление вращения валовп2, об/мин財2，КГС-СМ Направление вращения валовп2, об/мин財2，КГС-СМ Совпадающее2508020300 700 1050Совпадающее2508020300 700 1050Противоположное201003001050 600280Противоположное201003001050 600280
Направление вращения валовп2, об/мин財2，КГС-СМ
Направление вращения валовп2, об/мин財2，КГС-СМ
Совпадающее2508020
300 700 1050
Совпадающее2508020
300 700 1050
Противоположное
20100300
1050 600280
Противоположное
20100300
1050 600280
Вариатор выполнен по замкнутой схеме (рис. 182, б). Анализ его кинематики, КПД и распределения мощности дан в примере 2, раздел 8.3.
82 КОМБИНАЦИИ ВАРИАТОРОВ С НЕРЕГУЛИРУЕМЫМИПЕРЕДАЧАМИ (ПЕРЕБОРАМИ)
Комбинирование вариаторов с несколькими нерегулируемыми парами в виде переборов достаточно эффективно. В этом случае вариатор располагается в начале кинематической цепи, работает
при больших угловых скоростях и используется на всём диапазонё при оптимальных режимах. Последующие зубчатые пары позволяют в зависимости от потребности снизить скорости вращения.
Ступенчатым переключением нерегулируемых пар вариатор используется многократно и обеспечивает бесступенчатое регулирование на всем диапазоне изменения частот вращения ведомого вала привода.
Пусть число ступеней т, общие передаточные числа их от вала вариатора до ведомого вала привода ц, %，%，^- Для обеспе
чения непрерывности регулирования необходимо, чтобы наибольшая частота вращения ведомого вала привода на предыдущей ступени при полной нагрузке была не меньше наименьшей частоты вращения на следующей ступени при холостом ходе или
孔max »1 (1 —占)=^mln ‘2； ^2шах »2 (1 — Е) = ^mm ‘3,
где nmax, nmln —— предельные частоты вращения ведомого вала вариатора на холостом ходу;占——падение угловой скорости при переходе от холостого хода до работы при полной нагрузке.
Из предыдущего следует
ь-&"(1 一 自)；/3 = М (1 一自)=i/(l 一 守；
=(1 一自严一1；(250)
предельные частоты вращения ведомого вала привода 办пр mln = ^mln *， &р max ~
диапазон регулирования привода
一旷.(251)
"пр min
При заданном общем диапазоне Дпр и диапазоне регулирования Д имеющегося вариатора из формулы (251) можно найти необходимое число ступеней перебора т, а из формулы (250) передаточные отношения ступеней перебора.
' При применении простых переборов одновременно с переключением пар необходимо переводить вариатор из одного крайнего положения в другое. Это затрудняет переход с одного поддиапазона на другой. При переключении перебора происходит размыкание силовой цепи； непрерывность рабочего процесса, непрерывность регулирования нарушаются. Ф. В. Костиковым предложен ряд схем, обеспечивающих непрерывность регулирования при работе вариатора на оптимальном режиме [40 ].
В этих схемах (Авт. свид. № 109238) предусматривается двукратное использование вариатора двух видов:
с перебором и изменением при переходе с одного поддиапазона на другой роли ведомого и ведущего шкивов вариатора на обратные;
с включением на одном (высшем) поддиапазоне дифференциала с замыканием цепи.
296
Рис. 183. Привод станка с расширенным диапазоном и непрерывным регулированием при двукратном использовании вариатораРис. 183. Привод станка с расширенным диапазоном и непрерывным регулированием при двукратном использовании вариатораП"一 ％ %х d4 Z2П"一 ％ %х d4 Z2=750 . . . 188 об/мин.=750 . . . 188 об/мин.
Рис. 183. Привод станка с расширенным диапазоном и непрерывным регулированием при двукратном использовании вариатора
Рис. 183. Привод станка с расширенным диапазоном и непрерывным регулированием при двукратном использовании вариатора
П"一 ％ %х d4 Z2
П"一 ％ %х d4 Z2
=750 . . . 188 об/мин.
=750 . . . 188 об/мин.
Пример первой схемы показан на рис. 183. В ней используется специально приспособленный торовый вариатор, в котором ведущий вал, связанный с валом двигателя Дв, может муфтой Mx соединяться либо со шкивом 7\ вариатора, либо со шкивом 72. Левый выходной вал через клиноременную передачу dj——d? и муфту 附2 приводит во вращение вал /, а правый полый вал вариатора через клиноременную передачу d^——d《промежуточный вал //, связанный с валом / передачей 勺——& и муфтой М3.
Диапазон регулирования вариатора “ =4； передаточные отношения клиноременных передач iK. п = 1, зубчатых пар Z?——^i, г4—23, ?б—之7 равны диапазону Д — 4; частота вращения вала двигателя пд 二二 = 1500 об/мин. На наивысшем поддиапазоне муфта Мг соединяет ведущий вал со шкивом 73; шкив 7\ ——ведомый; муфта М3 включена. Частота вращения вала = 3000 ... 750 об/мин.
В положении ролика 尸, указанном на рис. 183 штриховой линией, вал / делает наивысшее число оборотов в минуту. По мере поворота ролика по часовой стрелке частота вращения уменьшается до пг = 匚 750 об/мин в его левом крайнем положении. В этот момент
происходит автоматическое переключение на второй поддиапазон: муфта Mi включается на шкив 7\, который становится ведущим, включается муфта М3 и выключается муфта М3. При дальнейшем обратном повороте ролика против часовой стрелки частота вращения вала / продолжает уменьшаться в пределах
Поворот ролика осуществляется серводвигателем СД через червячную передачу и барабан Б с замкнутой винтовой канавкой. Переход ролика от прямого хода на обратный производится без остановки при том же вращении вала серводвигателя.
Подобное использование вариатора с диапазоном Д дает изменение вращения вала / с диапазоном Д2. Применение перебора г3——得，г5—% расширяет общий диапазон привода до Д4.
В приводах подобных схем использование универсального вариатора исключено. Шки^ы его должны сидеть на валах вхолостую и соединяться с ними рядом муфт.
В схеме на рис. 184 используется вариатор общего назначения. Здесь на низшем поддиапазоне вариатор 7\——72 через клиноременную передачу 八一必 с / = 1, пару 2工一& с t = /万 приводит во вращение блок шестерен z?—?5 и через муфту М】вал II. При повороте ролика 尸 против часовой стрелки частота вращения вала II увеличивается в пределах
Рис. 184. Привод с расширенным диапазоном при повторном использовании вариатора и замыканием цепи дифференциаломРис. 184. Привод с расширенным диапазоном при повторном использовании вариатора и замыканием цепи дифференциалом
Рис. 184. Привод с расширенным диапазоном при повторном использовании вариатора и замыканием цепи дифференциалом
Рис. 184. Привод с расширенным диапазоном при повторном использовании вариатора и замыканием цепи дифференциалом
Рис. 185. Привод с расширенным диапазоном, включающий клиноременный вариатор и дифференциал
От ведущего вала движение одновременно передается через ременную передачу d3—d4 с i = 1 на водило дифференциала с сателлитами z3 и центральными колесами & и z&. На первом поддиапазоне колесо z《и цепь d^——d4——z《вращаются вхолостую.
По достижении Пцх = пд муфта М】выключается, а муфта М2 включается. При последующем обратном движении ролика Р по часовой стрелке частота вращения центральной шестерни г5 убывает от пд до 几区/〃, а частота вращения шестерни 窃 и вала II возрастет от ид до иПтах = 2勺=贽=勺 Q 一 ±) •
Диапазон регулирования привода 〃叩=2“一 1.
На высшем поддиапазоне происходит замыкание цепей d^—— d《一H—马一之& 义方—马—4—&—&—d「В замкнутой цепи возникает циркулирующая мощность. Первая цепь d3—d4—Н передает мощность, большую, чем развивает двигатель, но вариатор ока- 298
зывается в более благоприятном режиме — передает меньшую мощность. Анализ этого привода сделан в примере 1.
На рис. 185 показан подобный привод с использованием клиноременного вариатора. Кинематическая схема здесь упрощается.
ПРИВОДЫ С ЗАМКНУТОЙ КИНЕМАТИЧЕСКОЙ ЦЕПЬЮ
В рассматриваемых приводах их ведущий вал / соединен с ведомым с одновременно двумя цепями Л и В с замыканием их дифференциалом (рис. 186).
Рис. 186. Принципиальная схема замкнутого привода: Д — дифференциал; А и В — цепи привода; а и 6 — звенья дифференциала, соединенные с цепями Д и В; / ——ведущий, с — ведомый валРис. 186. Принципиальная схема замкнутого привода: Д — дифференциал; А и В — цепи привода; а и 6 — звенья дифференциала, соединенные с цепями Д и В; / ——ведущий, с — ведомый валЦепь А включает вариатор, обеспечивающий бесступенчатое регулирование скорости вращения ведомого вала с. Вторая цепь В, как правило, делается с постоянным передаточным отношением.
Рис. 186. Принципиальная схема замкнутого привода: Д — дифференциал; А и В — цепи привода; а и 6 — звенья дифференциала, соединенные с цепями Д и В; / ——ведущий, с — ведомый вал
Рис. 186. Принципиальная схема замкнутого привода: Д — дифференциал; А и В — цепи привода; а и 6 — звенья дифференциала, соединенные с цепями Д и В; / ——ведущий, с — ведомый вал
В качестве замыкающего дифференциала в большинстве случаев используются передачи 2К-Н, в которых два звена а л b связаны соответственно с цепями 4 л В, а третье ——с ведомым валом с. Дифференциалы могут быть как с цилиндрическими, так и с коническими шестернями или фрикционными колесами; ставиться они могут как на выходе, так и на входе. В этих приводах могут применяться как соосные вариаторы типа торовых, многодиско
вых, шаровых, так и с параллельными валами, в частности с раздвижными конусами ——клиноременные, цепные. Весь привод может состоять из универсального вариатора с пристроенными к нему зубчатыми парами обеих цепей. Весьма удобны для такой комбинации цепные вариаторы.
На рис. 187, а приведена схема подобного привода с использованием цепного вариатора с “ = 4. Регулирование производится от нуля до n2max. Приводы выполняются со следующими характеристиками:
0,7537,5690 860 5802070 1290 17400,7537,5690 860 5802070 1290 17401558087015580870М кВт
0,7537,5
690 860 580
2070 1290 1740
0,7537,5
690 860 580
2070 1290 1740
15
580
870
15
580
870
投1，об/мин
投2max, об/мин
Изменение момента М2 и передаваемой мощности N по диапазону регулирования показано на рис. 187, б.
Приведенная на рис. 182 передача Shimpo Kogyo представляет собой пример замкнутого привода, в котором все пары обеих цепей сделаны фрикционными и выполнены в виде одного агрегата.
Общая теория замкнутых приводов рассмотрена В. Н. Кудрявцевым [43] и М. И. Ковальским [37 ], а также в специальной работе [44] Ю. Н. Кирдяшова. Ниже приводятся лишь основные
Сведения, необходимые для оценки кинематики й силовых соотношений в таких приводах.
Передаточное отношение замкнутого привода от вала с к валу /
(252)(252)
(252)
(252)
——то же, от звена с и Ji — передаточные——то же, от звена с и Ji — передаточные
——то же, от звена с и Ji — передаточные
——то же, от звена с и Ji — передаточные
где 也一передаточное отношение дифференциала от звена с
к звену q при остановленной цепи В;或 к звену b при остановленной цепи 4; ialx отношения от звеньев а к b к валу /.
Обозначим для краткости передаточные отношения цепей А и В
J"=噜=弘山и 1в =匕％•
Тогда уравнение (252) представится в виде
% = Си + 话・(252а)
Здесь передаточные отношения берутся со своими знаками: плюс при вращении конечных звеньев цепи в одну сторону, минус — при вращении их в разные стороны.
Каждая цепь передает мощность [37 ]
N^N^V(253)
Nb = N^^—^Y，(253a)
где ГЦ), т]в ——КПД цепей 4 и Й при остановленной другой цепи； т) —— КПД всего механизма, равный
X = _吟—•(254)
па
^1шш ~г 二в - ‘61^1шш ~г 二в - ‘61В этих формулах при одинаковых знаках передаточных отношений iAx и iB показатель при КПД берется 4-1; при разных знаках iAx и iB этот показатель для цепи с меньшим передаточным отношением по абсолютной величине ——1, для другойhl- Диапазон регулирования привода Д
^1шш ~г 二в - ‘61
^1шш ~г 二в - ‘61
(255)(255)4 = 'clmax — Jmax +【В
(255)
(255)
"altnin I 历一' lbllca
Замкнутые бесступенчатые приводы по своим свойствам разделяются на два оновных класса [37 L К первому относятся приводы с одинаковым знаком передаточных отношений iAx и iB. Из анализа формул (252а) и (255) следует, что icl для этих приводов имеет определенное значение и тот же знак, что и составляющие iAx и iB. Следовательно, большого редуцирования или реверсирования в этих приводах получить нельзя.
Так как диапазон регулирования вариатора
д = 'ва* max 一 »G max'вар mln 1al mln
то из зависимости (255) следует, что для приводов первого класса их диапазон регулирования Дпр < Д. Из формул (253) и (253а) видно, что мощности, передаваемые по цепям А и В, положительны, т. е. мощность от двигателя к ведомому валу идет по двум каналам. Вариатор в приводах этого класса работает в благоприятном силовом режиме — передает лишь часть мощности, определяемую зависимостью (253). Однако это приобретается ценой уменьшения диапазона регулирования. Подобные приводы целесообразно применять, когда требуется передать мощность большую, чем допустимо по вариатору, но достаточен меньший диапазон регулирования.
В приводах второго класса передаточные отношения iAx и iB разного знака. Передаточное отношение привода fcl имеет знак большего по абсолютной величине iAx и 加.
Из рассмотрения формул (253) и (253а) следует, что в цепи, знак передаточного отношения которой противоположен знаку，仪， мощность отрицательна, т.*е. передается от ведомого элемента к ведущему валу /. В другой цепи мощность оказывается больше
подводимой. Таким образом, в приводах 9Toго класса обязательно имеется циркулирующая мощность.
Для разгрузки вариатора целесообразно, чтобы цепь Л, включающая его, имела знак 力乂人，обратный знаку 厶工，и чтобы Na < Для этого согласно формуле (253) необходимо, чтобы
0>0>Дх пДх п'"硯'"硯>-1;>-1;
0>
0>
Дх п
Дх п
'"硯
'"硯
>-1;
>-1;
после подстановки т| из выражения (254)
以血 <0,5 用. (256)
Если передаточное отношение цепи Л в каком-либо положении вариатора | iAx\ = |力后|, то Zfl = 0, и ведомая система останавливается. При дальнейшем изменении передаточного отношения вариатора 必 меняет знак. Следовательно, приводы второго класса при определенных соотношениях iAx и iB допускают значительное редуцирование скорости с доведением ее до нуля и реверсированием.
Из анализа формулы (254) следует, что при i^ -> О КПД П f 0, а отношения мощностей NJN、и NbIN、резко возрастают, что объясняется увеличением циркулирующей мощности. Таким образом, приводы второго класса обладают широкими кинематическими возможностями, но динамические их характеристики оказываются ухудшенными. Очевидно, эти приводы целесообразно применять в качестве кинематических и при небольшой мощности.
Передачи этого класса [37 ] разделяются на три группы согласно табл. 24. При этом группа 3, в свою очередь, делится на три подгруппы.
Как следует из табл. 24, при необходимости получения широкого диапазона регулирования с понижением частоты вращения ведомого вала до нуля могут быть использованы приводы групп 1 и 3-1. При этом во второй из них вариатор на части диапазона работает при мощности NАх < Л\, в то время как в первой все время при NAx > 7Vl.
При необходимости реверсирования применяют приводы группы 2.
Приводы группы 3-3 можно применять для тех же целей, что и приводы первого класса: при использовании вариатора меньшей мощности в приводах на большую мощность, но в случае необходимости большего редуцирования* КПД их, однако, ниже, чем в приводах первого класса. Приводы этой группы могут быть также применены в случаях, когда необходимо получить очень жесткую кинематическую характеристику — при ограниченном диапазоне регулирования. Падение скорости под нагрузкой 302
s§^§ VS
詬^
5§Л
A co
1
直耳營
囂3 2 QJ 3 8 н %
O &.C § ё »
e^ 吕臂
га g
幺額
d。
л|« 点設
1
s
а H
A：
a. 6
衣*
К s 濯
г百u
亳 co工
g
о
工
н со
V
3
Л G 2
Q
1
1
A V 至至
V
s
+ л
+
3
2
+ V
euuXd」
-Vou и EuuXdj
CO
co
co
со
зоз
в них тем меньше, чем меньшая часть мощности проходит через вариатор. Анализ такого привода дан в работе [84 ].
Приводы группы 3-3 применять вообще нецелесообразно.
Кинематические схемы замкнутых приводов весьма разнообразны. Рассмотрение всех их не представляется возможным. Кинематические и динамические возможности подобных приводов могут быть оценены по формулам (252) ... (256). Последние применены также и к случаю, когда регулируются обе цепи (4 и В).
В качестве примера приводится анализ двух замкнутых приводов, рассмотренных выше.
Пример 1. В схеме, показанной на рис. 184, на высшем поддиапазоне привод оказывается замкнутым. Цепь Л состоит из вариатора 7\ ——丁？，передачи d^——d2, зубчатой пары 召——г2； пень В ——из передачи d3——d4. Звеном а является шестерня дифференциала z§, звеном b ——водило, звеном е ——шестерня 窃.
Примем: для клиноременных передач i = 1,刀=0,95; для зубчатой ④/马= =/〃，外=0,97; для вариатора “ = 4,刀=0,94; КПД цепи 4 ты=0,97х Х0,95-0,94 = 0,87.
Передаточные отношения
或==1 — ‘二-力=2； % = d?/d4 = 1;
При изменении передаточного отношения вариатора от(вар тах = УД ~ 2 до fEap га[П = 1/КД — 0,5 остальные параметры изменяются в пределах
'^ = - 1^ 条(一 'вар)=潛=1 • • • 0,25；
Ах = ^а1 а\х ~ — 1 • • • —。,25； J =以尤 + 1% = 1 ♦ . • 1,75；
‘小以+ 看"e‘小以+ 看"e=0,8 . . . 0,93;=0,8 . . . 0,93;
‘小以+ 看"e
‘小以+ 看"e
=0,8 . . . 0,93;
=0,8 . . . 0,93;
瞑Л\瞑Л\—0,7・・・一0,12;—0,7・・・一0,12;瓦'瓦'zb П石奄zb П石奄=1,71,12.=1,71,12.
瞑Л\
瞑Л\
—0,7・・・一0,12;
—0,7・・・一0,12;
瓦'
瓦'
zb П石奄
zb П石奄
=1,71,12.
=1,71,12.
Как видно, знаки 力几 и (в разные, следовательно, привод работает с циркуляцией мощности. По цепи Л мощность передается в обратном направлении ——от дифференциала к двигателю. Циркулирующая мощность достигает наибольшего значения при(cimIn, когда『"imm = 〃д・ КПД при этом имеет наименьшее значение. Цепь В передает мощность, на 70% превосходятцую мотцность двигателя. Привод относится к группе 3-3 второго класса. При диапазоне вариатора Д = 4 диапазон регулирования привода 二门•曳泌-=1,75.
(cl mln
Пример 2. Определить характеристики передачи Shimpo Kogyo (см. рис. 182).
В передаче цепь Л (см. рис. 182, б) состоит из фрикционной пары 1——2 с постоянным передаточным отношением i^ — 1 и регулируемой пары 3——4; цепь В ——из одного центрального вала. В дифференциале звеном а является кольцо 5, звеном b ——колесо 8 и звеном с ——его водило Н. Один сателлит 6 регулируемый. При этом / = %; г2 = %; г* = %,
Передаточные отношения для цепи Л с учетом формулы (245)
当当.8.8〃-5〃-511 — ‘5,811 — ‘5,8г"3хг"3х厂6尤r8,1+厂2,7广42厂6尤r8,1+厂2,7广42laU =；； —，lAx — lCalalxг2厂4laU =；； —，lAx — lCalalxг2厂4
当
当
.8
.8
〃-5
〃-5
1
1 — ‘5,8
1
1 — ‘5,8
г"3х
г"3х
厂6尤r8,1+厂2,7广42
厂6尤r8,1+厂2,7广42
laU =；； —，lAx — lCalalx
г2厂4
laU =；； —，lAx — lCalalx
г2厂4
广6%广8，1『6*г8,1 +г4,5广2"广6%广8，1『6*г8,1 +г4,5广2"для цепи В
广6%广8，1『6*г8,1 +г4,5广2"
广6%广8，1『6*г8,1 +г4,5广2"
匕1 = 1； lBx = lcb ='"-81 一切-5 =
Передаточное отношение всего привода
5 =5 =...『bх -广3尤
5 =
5 =
1Ак + 1В. =Г~・
r6X +肃飞
Вершины конусов 3 и 6 совмещены, поэтому переменные радиусы их
Г6Х = (% +Y)$m 气6；Г3区 & -y) sin g,6，
где % ——длина образующей конусов 5 и 6 в среднем положении кольца 4——5; х ——перемещение кольца 4——5 из среднего положения (положительное влево н отрицательное вправо); ct3j е ——половина угла при вершине конусов Зкб.
Подставляя в формулы для передаточных отношений последние выражения для г6х и 厂3尤,получаем
1 I %О Х
У + *，с У
Q rclc т с
здесь гс ——радиусы контакта конусов 3 н 6 в среднем положении.
В вариаторе принято гь1гс 忆 4, для крайних положений "片 ^ 0,47。
В табл. 25 приведен расчет характеристик передачи при данных^соотношениях для пяти положений регулирующего кольца. В этом расчете^КПД фрикционных пар условно принят постоянным и равным 0,9 для каждой napw. Как видно из расчета, знаки передаточных отношений разные и привод работает с цир-
25. Характеристики передачи для пятя положенийрегулирующего кольца
Положения 叫
木
+
屮3
+ I
X
У
+
3
+
II
X I q
T
T] no формуле (248)
以
%
no формуле (247)
Nb % no формуле (247a)
0,47
—0,097
0,23
9
0,172
250
0,90
—0,41
1,41
0,24
—0,145
0,236
0,091
132
0,76
—0,98
1,98
—0,12
—0,229
0,180
—0,049
—71
0,47
2,72
—1,72
—0,24
-0,260
0,150
—0,110
— 160
0,65
1,9
—0,9
—0,47
—0,324
0,11
7
—0,2t)7
—300
0,73
1,41
—0,41
куляцией мощности. При движении кольца 4——5 из среднего положения влево перегружается цепь В, при перемещении вправо — цепь Л. Привод допускает реверсирование, но КПД невысокий и в середине диапазона доходит до нуля при 儿2 = 0. Передача относится к группе 2 второго класса (см. табл. 24).куляцией мощности. При движении кольца 4——5 из среднего положения влево перегружается цепь В, при перемещении вправо — цепь Л. Привод допускает реверсирование, но КПД невысокий и в середине диапазона доходит до нуля при 儿2 = 0. Передача относится к группе 2 второго класса (см. табл. 24).«Еф^о w«aooysH«SOKSW 丨 0 £на工AdhoHOH 丨□二 9-^ОЛОЙаЛЛЛ S3«O^OH°phMEBd°cBBlAHywEm .881 ・°Hd«Еф^о w«aooysH«SOKSW 丨 0 £на工AdhoHOH 丨□二 9-^ОЛОЙаЛЛЛ S3«O^OH°phMEBd°cBBlAHywEm .881 ・°Hd
куляцией мощности. При движении кольца 4——5 из среднего положения влево перегружается цепь В, при перемещении вправо — цепь Л. Привод допускает реверсирование, но КПД невысокий и в середине диапазона доходит до нуля при 儿2 = 0. Передача относится к группе 2 второго класса (см. табл. 24).
куляцией мощности. При движении кольца 4——5 из среднего положения влево перегружается цепь В, при перемещении вправо — цепь Л. Привод допускает реверсирование, но КПД невысокий и в середине диапазона доходит до нуля при 儿2 = 0. Передача относится к группе 2 второго класса (см. табл. 24).
«Еф^о w«aooysH«SOKSW 丨 0 £на工AdhoHOH 丨□
二 9-^ОЛОЙаЛЛЛ S3«O^OH°phMEBd°cBBlAHywEm .881 ・°Hd
«Еф^о w«aooysH«SOKSW 丨 0 £на工AdhoHOH 丨□
二 9-^ОЛОЙаЛЛЛ S3«O^OH°phMEBd°cBBlAHywEm .881 ・°Hd
Анализ схемы вариатора замкнутого типа с двумя клиновыми ремнями, предложенного в работе [36], дан в предыдущем издании [72].
На рис. 188, а представлена замкнутая передача, разработанная в В0cxMе [401. Цепь А включает торовый вариатор и центральное колесо а дифференциала, цепь В — центральный вал и колесо b (рис. 188, б).
При диапазоне регулирования вариатора Дв = 3 и выбранных соотношениях колес а и b дифференциала передаточное отношение привода изменяется в пределах，〃 = —0,0508 ... —0,82, что дает Дпр = 16. При двигателе с 询 =1470 об/мин частота вращения выходного вала 几,=75 ... 1200 об/мин. Если принять КПД зубчатой пары 0,98 и вариатора 0,95, то при регулировании от 必mm Д° 厶imax основные параметры 刀=0,58 ... 0,9; Na = =(4,71 …1,36) M； Nb - —(3,71 0,36)必
Как видно, расширение диапазона регулирования с 3 до 16 с применением замкнутой схемы достигается за счет циркуляции мощности, значительной перегрузки вариатора, стоящего в цепи Л и снижения КПД привода. Подобные передачи можно рекомендовать только для кинематических, а не силовых приводов.
Особенностью самого торового вариатора по рис. 188 является жесткая фиксация чашек / и 2 в осевом направлении с нажатием со стороны роликов 4, Сила прижатия переменна и осуществляется за счет реактивных сил, действующих на рамку 3 с роликами 4 со стороны неподвижного кулачка 7, через шарик 6 и толкатель 5.
Применяются замкнутые приводы и с тремя цепями, из которых одна с регулируемым передаточным отношением и две с постоянными. Кинематические и силовые возможности их шире, чем приводов с двумя цепями. Для замыкания цепей здесь устанавливаются два дифференциала. Однако приводы с тремя цепями конструктивно оказываются сложными.
Глава 9
БЕССТУПЕНЧАТЫЕ ПРИВОДЫС АВТОМАТИЧЕСКИМ УПРАВЛЕНИЕМ
Автоматическое регулирование скоростного режима рабочей машины может иметь следующие цели:
реализацию полной мощности двигателя при переменных параметрах рабочего технологического процесса;
поддержание заданной угловой скорости при изменении нагрузки и условий работы;
поддержание заданных технологических или рабочих параметров при изменяющихся условиях работы, в том числе поддержание заданной линейной скорости рабочего органа или изменение частоты вращения рабочего органа по заданной программе.
Регулирование может осуществляться по одному или нескольким параметрам.
В общем случае в автоматическую систему должны входить: датчик исходного параметра Д; устройство, задающее требуемую его величину, ЗУ; сравнивающее устройство СУ и управляющий механизм вариатора УМ. Сравнивающее устройство и управляющий механизм, помимо прямой связи СУ — УМ, должны иметь и обратную связь УМ — СУ, что придает большую устойчивость срабатывания системы.
В зависимости от назначения автоматического регулирования задающее устройство ЗУ может быть стабилизирующим, служащим для поддержания заданного режима, программным —— для изменения режима по заданной программе, и следящим — для изменения режима в зависимости от выполнения отдельных операций.
Управляющий механизм УМ может приводиться в действие за счет внутренних сил самой системы привода или за счет внешнего источника — серводвигателя.
В зависимости от вида связи Д—СУ——УМ системы регулирования могут быть механическими, электрическими, гидравлическими и пневматическими. “
В качестве примеров регулирования с использованием полной мощности двигателя можно назвать автомобили, универсальные станки и другое аналогичное оборудование. Здесь регулирование может производиться как по частоте вращения вала двигателя п1? изменяющейся при изменении нагрузки, так и по мощности дви- 308
гателя или одновременно по 几工 и параметру нагрузки. Выбор той или иной схемы регулирования зависит от характеристики двигателя.
При регулировании по 几工 принципиальная схема на рис. 189, а может быть осуществлена или электрической системой, включающей в качестве датчика Д тахогенератор, а в качестве сравнивающего устройства СУ —— электронный регулятор, или механической системой (рис. 189, 6), в которой датчиком является непосредственно ведущий вал вариатора, задающим устройством ——
Рис. 189. Схема автоматического регулирования при реализации полной мощности двигателя:а — принципиальная (электрическая) схема регулирования; б ——механическая система при регулировании по частоте вращения двигателя пи в — механическая система при регулировании по мощности двигателя'Рис. 189. Схема автоматического регулирования при реализации полной мощности двигателя:а — принципиальная (электрическая) схема регулирования; б ——механическая система при регулировании по частоте вращения двигателя пи в — механическая система при регулировании по мощности двигателя'
Рис. 189. Схема автоматического регулирования при реализации полной мощности двигателя:
а — принципиальная (электрическая) схема регулирования; б ——механическая система при регулировании по частоте вращения двигателя пи в — механическая система при регулировании по мощности двига
теля'
Рис. 189. Схема автоматического регулирования при реализации полной мощности двигателя:
а — принципиальная (электрическая) схема регулирования; б ——механическая система при регулировании по частоте вращения двигателя пи в — механическая система при регулировании по мощности двига
теля'
синхронный двигатель и сравнивающим устройством —— планетарная передача. На этих и последующих схемах, кроме приведенных выше обозначений, принято: Дв ——двигатель» В ——вариатор, РМ — рабочая машина.
При регулировании по мощности N принципиальная схема остается той же, только в электрической схеме в качестве датчика может быть использован бесконтактный магнитный датчик мощности, а в механической системе (рис. 189, в)—— одно звено планетарного механизма.
Примером регулирования одновременно по двум параметрам — нагрузке и скорости ——является автоматическое управление вариатором автомобиля DAF, описанного в разд. 5.3. Это управление не имеет специальных устройств автоматических систем, и для автоматического регулирования использовано свойство самого вариатора — определенная зависимость параметров его работы от соотношения осевых сил.
На рис. 190 показаны схемы автоматического регулирования, используемые в случае необходимости поддержания заданной угловой скорости ведомого вала вариатора. При электрической схеме (рис. 190, а) датчиком исходного параметра является тахогенератор, устанавливаемый на выходном валу вариатора. В механической системе (рис. 190, б) датчиком служит выходной вал вариатора, задающим устройством ——синхронизирующий дви“ гатель, сравнивающим — планетарная передача.
На рис. 191, а показана принципиальная схема автоматического регулирования заданных технологических или рабочих параметров. Она может быть использована, например, для поддержания постоянной линейной скорости намотки рулонов бумаги, металлической ленты, проволоки, для поддержания постоянной скорости резания при торцовой обработке крупных деталей, для поддержания постоянства давления технологического пара
Рис. 190. Схемы автоматического регулирования для поддержания заданной угловой скорости:
а — принципиальная (электрическая); б — механическая
в трубопроводах и т. п. В каждо л из таких случаев должен применяться датчик по соответствующему параметру.
Рис. 191. Схемы автоматического регулирования для поддержания заданных технологических или рабочих параметров:а — принципиальная; б — механического регулирующего устройства, которое обеспечивает постоянство линейной скорости наматываемого иа барабан материала; / — ролик； 2 — барабан; 3 — тяга к механизму управления вариатораРис. 191. Схемы автоматического регулирования для поддержания заданных технологических или рабочих параметров:а — принципиальная; б — механического регулирующего устройства, которое обеспечивает постоянство линейной скорости наматываемого иа барабан материала; / — ролик； 2 — барабан; 3 — тяга к механизму управления вариатораНа рис. 191, 6 изображено простейшее рычажное механическое устройство, обеспечивающее постоянство линейной скорости ма-
Рис. 191. Схемы автоматического регулирования для поддержания заданных технологических или рабочих параметров:
а — принципиальная; б — механического регулирующего устройства, которое обеспечивает постоянство линейной скорости наматываемого иа барабан материала; / — ролик； 2 — барабан; 3 — тяга к механизму управления вариатора
Рис. 191. Схемы автоматического регулирования для поддержания заданных технологических или рабочих параметров:
а — принципиальная; б — механического регулирующего устройства, которое обеспечивает постоянство линейной скорости наматываемого иа барабан материала; / — ролик； 2 — барабан; 3 — тяга к механизму управления вариатора
териала, наматываемого на барабан 2. С этой целью тяга 3 связана с механизмом регулирования вариатора и устанавливает нужную скорость вращения барабана в зависимости от диаметра намотки.
На рис. 192 показана система автоматического поддержания постоянства заданной скорости резания при обработке деталей на токарном станке. Здесь требуемая скорость резания устанавливается задающим устройством ЗУ, датчик Д — по диаметру обработки. Задающее устройство и обратная связь соединены с сравнивающим устройством (соленоидом) при помощи реохордов. Соленоид в зависимости от знака результирующего напряжения
Рис. 192. Электрическая система автоматического регулирования скорости резания при обработке деталей на токарном станкеРис. 192. Электрическая система автоматического регулирования скорости резания при обработке деталей на токарном станкевыдает команду «Медленнее» или «Быстрее» на управляющий механизм вариатора, чем обеспечивается соответствие скорости вращения планшайбы обрабатываемому диаметру заготовки.
Рис. 192. Электрическая система автоматического регулирования скорости резания при обработке деталей на токарном станке
Рис. 192. Электрическая система автоматического регулирования скорости резания при обработке деталей на токарном станке
На рис. 193 показана схема регулируемого привода к веретенному барабану / прядильной машины с автоматическим регулятором, служащим для поддержания постоянства скорости намотки нити. Регулятор состоит из управляющего гидроцилиндра 4 и следящего устройства, включающего золотник 5 и копир 6. Давление в гидросистеме создается насосом 7. При нейтральном положении штока 8 золотника сечения двух выходных отверстий одинаковы и поршень гидроцилиндра неподвижен. При смещении копиром штока золотника соотношение проходных сечений изменяется; на выходе золотника и в полостях гидроцилиндра создается разность давлений,что приводит к смещению поршня и изменению вариатором 2 частоты вращения барабана 1.
Копир вращается от вала мотального эксцентрика. По завершении одного оборота копира, соответствующего двойному ходу кольцевой планки, направ
ляющей нить, золотник смещается вдоль копира, что ведет к изменению частоты вращения барабана / в соответствии с изменением диаметра намотки.
Первоначальная настройка регулятора на заданную скорость, необходимую для данного номера пряжи, производится перемещением гидроцилиндра 4 винтом 3.
На рис. 194 приведена схема еще одного примера автоматического управления вариатором с целью поддержания заданных рабочих параметров (в 4 данном случае автоматической подачи топлива в котельной). Задачей автоматического регулирования здесь является обеспечение в паропроводе постоянства давления пара при переменном расходе его на производственные нужды.
Прй колебании давления пара, отведенного от паропровода 5 к сильфонуР регулятора нагрузки 6, приходит в движение рычажная система, связывающая сильфон с гидравлическим реле 10. В результате срабатывания реле происходит соответствующее перемещение поршня в гидравлическом сервоцилиндре 7, соединенном тягой с механизмом управления вариатором 3. Обратная связь (таховентилятор 8, мембрана обратной связи //) обеспечивает
плавность управления вариатором. При этом изменяется интенсивность подачи топлива из бункера / в топки котлов, что обеспечивает поддержание давления пара в главном паропроводе на заданном уровне.
Если управляющий элемент УМ движется поступательно, то управляющее усилие может быть подведено к нему механически, гидравлически, пневматически или при помощи электромагнита. При этом скорость на выходном валу вариатора может устанавливаться в зависимости от результирующего действия двух или даже большего числа параметров.
Рис. 193. Гидравлическая система автоматиче- Рис. 194. Схема автоматиче- ского регулирования скорости в приводе к ба- ского регулирования подачи рабану прядильной машинытоплива в парокотельнойРис. 193. Гидравлическая система автоматиче- Рис. 194. Схема автоматиче- ского регулирования скорости в приводе к ба- ского регулирования подачи рабану прядильной машинытоплива в парокотельнойНа рис. 195 показаны некоторые более сложные варианты подведения импульсов к у пр авл яющему элементу, чем осуществленные простой жесткой механической связью.
Рис. 193. Гидравлическая система автоматиче- Рис. 194. Схема автоматиче- ского регулирования скорости в приводе к ба- ского регулирования подачи рабану прядильной машинытоплива в парокотельной
Рис. 193. Гидравлическая система автоматиче- Рис. 194. Схема автоматиче- ского регулирования скорости в приводе к ба- ского регулирования подачи рабану прядильной машинытоплива в парокотельной
Так как в электрические могут быть преобразованы разнообразные импульсы (световые, тепловые, акустические, радио и пр.), то автоматизатор может быть применен для автоматизации самых разнообразных производственных процессов с использованием различных импульсов.
При разработке систем автоматического регулирования вариаторов важно обеспечить линейный закон изменения частоты вращения выходного вала вариатора в функции перемещения регулирующего элемента. Обычно эта задача решается соответствующим профилированием кулачков.
Применительно к весьма распространенным клиноременным и цепным вариаторам с симметричным регулированием, у которых изменение частоты вращения выходных валов осуществляется ^eHHeM винта регулирующего механизма, И. И. Рубинштейн предлагает следующую методику получения исходных параметров для профилирования кулачков.
w£3-w£3-a)a)闸歹fflU,；闸歹fflU,；ФЦрг)ФЦрг)
w£3-
w£3-
a)
a)
闸歹fflU,；
闸歹fflU,；
ФЦр
г)
ФЦр
г)
Рис. 195. Способы подведения импульсов к управ-ляющему штифту автоматизатора:
a — через две пружины от двух суммирующих переме-щений; 6 — при помощи электромагнита;夕 ——от элек-тромагнита с двумя обмотками для управления по двумпараметрам; а — от сильфона; d — от мембраны в за-висимости от давления газа или жидкости
Закон изменения частоты вращения выходного вала вариатора в функции угла поворота винта описывается степенно-показатель ной функцией
%ах+°бщах+е 1П %
/ 打 、2Gmax20тах пт1п
(六) =e ，
где п* и nmin ——соответственно текущее и минимальное значения частоты вращения выходного вала; 0 ——угол поворота винта 6 = 0, При t = 1, 6 = +0гаах При /ах Н 9 = —9ПМХ При Пт!п.
Преобразовывая приведенную зависимость, получаем передаточное отношение
“~1п 〃
"二 . 1— е %aх
з /友
После экспериментального определения 0тах строим график % = ；(0).
Для линеаризации частоты вращения выходного вала через крайние точки полученной кривой с координатами i^ax, 0max и train, 0rain = —0гаах проводим прямую и затем строим профиль кулачка, угол поворота которого прямо пропорционален частоте вращения выходного вала. Подробнее о линеаризации см. работу
Использование линеаризирующего кулачка в механизме регулирования вариатора упрощает автоматизацию управления вариатором.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
Андреев А. В. Передачи трением. М., Машгиз, 1963, НО с.
Артоболевский И. И., Зиновьев В. А., Умиов И. В. Уравнения движения машинного агрегата с вариатором. — В кн.: Механика машин. М., Наука. 1969, вып. 15—16, с. 75—80.
Бесступеичато-регулируемые передачи. Ярославский политехнический институт, вып. 1, 1976, 197 с.; вып. 2, 1978, 183 с.
Бойко Л. С. Опыт применения многодисковых вариаторов в деревообрабатывающем оборудовании. — Вестник машиностроения, 1976, № 4, с. 35—36.
Верницкий В. В. Силовые параметры клиноременных передач с учетом упругих характеристик ремня и режимов его работы. — В кн.: Бесступенчаторегулируемые передачи. Ярославский политехнический институт, 1978, вып. 2, с. 40 46.
Верницкий В. В., Мартынов В. К・ Оценка изгибной жесткости клиновых ремней. — Механика, 1977, № 6, 169 с.
Вирабов Р. В. Качение упругого колеса по жесткому основанию. — Известия вузов. Машиностроение, 1967, № 4, с. 78—84.
Вирабов Р. В. О реализации касательной силы в зоне контакта упругих тел при качении. — Машиноведение, 1967, № 2, с. 93—106.
Вирабов Р. В. Скольжение в плоскоременной передаче. — Машиноведение 1967, № 4, с. 43—51.
Вирабов Р. В” Петрова Т. М. Геометрическое скольжение во фрикционных передачах с эластичным телом. — В кн.: Передаточные механизмы. М., Машиностроение, 1971, с. 249—2 55.
И. Вирабов Р. В., Петрова Т. М. Тяговые свойства фрикционных передач с эластичным телом. — Вестник машиностроения, 1969, № 11, с. 18—21.
Воробьев И. И. Вариаторы с широким клиновым ремнем./Руководящие материалы ЭНИМСа. М., 1963, 45 с.
Воробьев И. И. Передачи с гибкой связью в приводах станков. М” Машиностроение, 1971, 143 с.
Вульфсон Д. Л., Рубинштейн И. И. Механический привод с бесступенчатым изменением скорости и автоматическим регулированием. — В кн.: Оборудование для промышленности строительных материалов. Л., 1962, вып. 5, с. 49—55.
Галаджев Р. С. Исследование деформации и скольжения клиновых ремней сельхозмашин. Автореферат диссертации на соискание ученой степени канд. техн. наук. Новочеркасск, НПИ, 1965, с. 31—34.
Галаджаев Р. С. Исследование деформаций клиновидного ремня методом электротензометрирования./Труды НПЙ. Новочеркасск, 1964, т. 153, с. 35—42.
Галаджаев Р. С. Определение осевых усилий, действующих на шкив со стороны клинового ремня./Труды НПИ. Новочеркасск, 1963, т. 149, с. 105—111.
Галаджаев Р. С., Кочетов В. А., Савинков М. В. Исследование технологических погрешностей клиноременных передач сельскохозяйственных машин и их влияние на долговечность./Труды НПИ, Новочеркасск, 1964, т. 153, с. 7—11.
Галаджаев Р. С., Савеиков М. В., Ровенков Е. Д. Уравнение совместности деформаций участков контура ремия и его использование для силового 314
анализа передачи.—— В кн.: Бесступенчато-регулируемые передачи. Ярославский политехнический институт, 1978, вып. 2, с. 35——39.
Герберт В. Распределение растягивающих напряжений в корде клиновидных ремней. — Труды американского общества инженеров-механиков, 1977, № 1, с. 16—24.
Герберт В. Потери мощности и оптимальное натяжение ремней в клиноременных передачах. — Труды американского общества инженеров-механиков, 1974, № 3, с. 93—101.
Гервас К- И. К определению механических характеристик клиновых ремней при изгибе. — Каучук и резина, 1967, № 2, с. 13—15.
Гервас К. И., Пронин Б. А. К расчету КПД клиноременных передач.— Вестник машиностроения, 1967, № 3, с. 27—30.
Гринбейн Э. Р., Бойко Л. С., Ревков Г. А. Расчет и профилирование кулачков нажимного механизма многодисковых вариаторов. 一 Вестник машиностроения, 1973, № 1, с. 10—12.
Гринбейн Э. Р., Бойко Л. С., Ревков Г. А. Расчет и профилирование ролико-кулачкового нажимного механизма многодисковых вариаторов. — Вестник машиностроения, 1973, № 9, с. 29—31.
Гутьяр Е. М. Натяжение ветвей ремня в клиноременной передаче при постоянном и изменяющемся расстоянии между шкивами. /Сб. научных работ. М., Сельскохоз. академ, им. Тимирязева, 1961, т. 13, с. 25—33.
Гутьяр Е. М., Александрова И. Ф. Углы схода и выхода клинового ремня. — Доклады МИИСП, 1971, т. VII, вып. 5, с. 51一58.
Дроздов Ю. Н., Данилов В. Д. Коэффициенты трения для фрикционных передач, работающих со смазкой. — В кн.: Передаточные механизмы. М., Машиностроение, 1966, с. 86—92.
Дроздов Ю. Н., Ромашкии О. Г. Режим смазки фрикционной бесступенчатой передачи. — Вестник машиностроения, 1977, № 10, с. 34—37.
Есипенко Я. И., Рубинштейн И. И. Цепные вариаторы. Киев, Техника, 1977, 149 с.,
Жуковский Н. Е. О скольжении ремня на шкивах. М., ОНТИ, 1937, т. 8, с. 19—21.
Засов В. В. Влияние растяжения центрального слоя гибкого колеса на передаточное число волновой фрикционной передачи. — В кн.: Бесступенчато-регулируемые передачи. Ярославский политехнический институт. 1976, вып. 1, с. 166—169.
Засов В. В. Разработка конструкции и исследование волнового, фрикционного вариатора. — В кн.: Передаточные механизмы. М., Машиностроение, 1971, с. 296—301.
Иванов Б. Н. Экспериментальное исследование клиноременных вариаторов. —В кн.: Конструирование и технология машиностроения. М.——Киев, Машгнз, 1961, с. 18—23.
Исследование деформаций и усилий в клииоремеином контуре.——В кн.: Бесступенчато-регулируемые передачи/Галаджев Р. С., Ровенков Е. Д., Игнатенко Ю. А., Савинков М. В. Ярославский политехнический институт, 1976, вып. 1, с. 33—37.
Ковалев П. А., Мальцев В. Ф. Дифференциально-планетарный вариатор. —В кн.: Передаточные механизмы. М., Машиностроение, 1966, с. 163—171.
Ковальский М. И. Замкнутые планетарные фрикционные вариаторы.— Вестник машиностроения, 1962, № 11, с. 22—27.
Кодиир Д. С. Контактно-гидродинамическая теория смазки. Куйбышев, Книжное издательство, 1963, 184 с.
Костиков Ф. В. Определение оптимальных параметров торового вариатора. —В кн.: Бесступенчато-регулируемые передачи. Ярославский политехнический институт, 1976, вып. 1, с. 177—181.
Костиков Ф. В. Увеличение диапазона регулирования скорости механических бесступенчатых передач. — В кн.: Передаточные механизмы. М., Маш* гнз, 1963, с. 15—28.
Костиков Ф. В., Моисеев В. Г. Исследование коэффициентов трения фрикционных пар торового вариатора, работающих без смазки. — В кн.: Передаточные механизмы. М., Машиностроение, 1971, с. 256—261.
Костиков Ф. В., Галушко О. Л. Экспериментальное определение контактных напряжений в рабочей зоне торового вариатора н построение оптимального профиля промежуточного ролика.——В кн.: Передаточные механизмы. М., Машиностроение, 1971, с. 269—274.
Кудрявцев В. Н. Планетарные передачи. Л., Машиностроение, 1966, 306 с.
Кудрявцев В. Н., Кирдяшов Ю. Н. Планетарные передачи. Справочник. Л., Машиностроение, 1977, 534 с.
Лебедев П. А., Пронин Б. А. Определение осевых усилий в клиноременных вариаторах. — В кн.: Передаточные механизмы. М., Машиностроение, 1966, с. 3—16.
Лепетов В. А. Резиновые технические изделия. Л., Химия, 1976, * 433 с.
Мавлютов Р. Р. КПД быстроходных ременных передач. Сборник Уфимского авиационного института. Уфа, Башкирское книжное изд-во, 1956, 241 с.
Мальцев В. Ф. Импульсные вариаторы. М., Машиностроение, 1978, с. 367.
Мальцев В. Ф., Остапенко Г. М. Определение распорных усилий клиноременных вариаторов со стандартными ремнями. — В кн.: Передаточные механизмы. М., Машиностроение, 1966, с. 17—23.
Мартынов В. К. Влияние параметров ремня н передачи на показатели их тяговой способности.—— Тракторы и сельхозмашины, 1970, № 7, с. 35——37.
Мартынов В. К- Тангенциальные деформации в клиноременных передачах. —Вестник машиностроения, 1970, № 3, с. 43—47.
Мартынов В. К-, Проиии Б. А. Напряженное состояние клиновых ремней. —В кн.: Передаточные механизмы. М., Машиностроение, 1971, с. 56—65.
Мартыхин Ю. М. Клиноременные вариаторы мототранспортных средств. /Труды ВНИИМотопрома, Серпухов, 1973, вып. 8, 89 с.
Мартыхии Ю» М. Методика тягово-динамического расчета мототранспортного средства с автоматическим клиноременным вариатором в силовой передаче. Серпухов, ВНИИМотопром, 1975, 18 с.
Мартыхин Ю. М. Характер взаимодействия клинового ремня со шкивами вариатора в переходном режиме. — В кн.: Бесступенчато-регулируемые передачи. Ярославский политехнический институт, 1976, вып. I, с. 11 ——15.
Межников А. Н. О коэффициенте трения в контактах фрикционных элементов и КПД тороидной фрикционной передачи, работающей в масляной среде.—— Вестник машиностроения, 1962, № 10, с. 38—42.
Нагорный С. М. Повышение несущей способности и КПД многодисковой бесступенчатой передачи. — В кн.: Передаточные механизмы. М., Машиностроение, 1966, с. 274—283.
Овчинникова В. А. Исследование узких приводных клиновых ремней и их элементов. Автореферат диссертации. МАМИ, 1974, 27 с.
Остапенко Г. М., Мальцев В. Ф. Опытное определение распорных усилий клиноременных вариаторов.——В кн.: Передаточные механизмы. М., Маш- гиз, 1963, с. 93—99.
Передаточные механизмы. Сб. статей/Под ред. В. Ф. Мальцева. М., Машиностроение, 1966, 335 с.
Передаточные механизмы. Сб. статей/Под ред. В. Ф. Мальцева, Б. А. Про-' нина. М., Машиностроение, 1971, 422 с.
Передаточные механизмы. Сб. статей/Под ред. Б. А. Пронина, М., Маш-' гиз, 1963, 288 с.
- 63. Петров В. А., Назаренко С. А. Исследование автоматического регулирования клиноременной передачи.——Автомобильная промышленность, 1964, № 3, с. 18—22.
Петров В. А., Назаренко С. А. Экспериментальное определение отно- шеяйя осевых сил клиноременного вариатора.—— Вестник машиностроения1 1963, № 7, с. 35—38,'
Потураев В. Н. Резиновые и резинометаллические детали машин. М., * Машиностроение, 1966, 299 с.
Проиии Б. А. Клиноременные и фрикционные передачи и вариаторы. М., Машгиз, I960, 333 с.
Пронин Б. А. Механизмы регулирования ременных вариаторов скорости.— Вестник машиностроения, 1946, № 11, с. 12—23.
Пронин Б. А. Ременные передачи. Справочник металлиста. М., Машиностроение, 1976, т. I с. 480—565.
Пронин Б. А., Верницкий В. В. Влияние изгибной жесткости ремня на силовые параметры ременной передачи.——Вестник машиностроения, 1978, № 1, с. 39—42.
Пронин Б. А., Вериицкии В. В. Влияние поперечной жесткости клинового ремня на тяговую способность передачи.—Машиностроительные материалы, конструкции и расчет деталей машин, 1977, № 10, с. 67.
Пронин Б. А. Мартынов В. К. Выбор углов клина шкивов клиноременных вариаторов.—— Вестник машиностроения, 1968, № 12, с. 24—27.
Пронин Б. А., Ревков Г. А. Бесступенчатые клиноременные и фрикционные передачи (вариаторы). М., Машиностроение, 1967, 404 с.
Пронин Б. А., Рубинштейн И. И. Цепной вариатор, работающий трением. —Вестник машиностроения, 1969, № 7, с. 38—42.
Пронин Б. А., Шмелев А. Н. Об определении скольжения в клиноременной передаче.—— Вестник машиностроения, 1973, № 9, с. 15——16.
Пронин Б. А., Шмелев А. Н. Потери в вариаторе с широким клиновым ремнем. — Вестник машиностроения, 1970, № 9, с. 37—38.
Разработка и исследование торовых вариаторов, выполненных по новым схемам. — В кн.: Передаточные механизмы/Костиков ①.В., Галушко О. Л., Моисеев В. Г., Хоров О. Н. М., Машиностроение, 1971, с. 261—268.
Ревков Г. А. Защита подвижных соединений в клиноременных вариаторах от фреттинг-коррозии. — В кн.: Бесступенчато-регулируемые передачи. Ярославский политехнический институт. 1976, вып. 1, с. 43——46.
Ревков Г. А. Исследование нагрузочных характеристик многодискового вариатора скорости./Труды ВНИИМЕТМАШ. М., 1963, сб. 9 с. 127—158.
Ревков Г. А. Трение в многодисковых фрикционных вариаторах. — Вестник машиностроения, 1974, № 11, с. 25——27.
Ревков Г. А. Фрикционные свойства многодискового вариатора скорости. —Вестник машиностроения, 1963, № 11, с. 7—И.
Ревков Г. А., Вержбицкий Н. Ф. Влияние ширины рабочего пояска дисков иа эксплуатационные показатели многодисковых вариаторов скорости. /Труды ВН0ИМЕТМАП1. М„ 1965, сб. 15, с. 127—135.
Решетов Д. Н. Фрикционные передачи и вариаторы. — В кн.: Детали • машин/Под ред. Ачеркана Н. С., М., Машиностроение, 1969, т. 3, с. 424—458.
Ромашкин О. Г. Коэффициент трения в контактах регулируемой фрик-， ционной передачи. — Вестиик машиностроения, 1975, № 2, с. 31—34.
Рубинштейн И. И., Пронин Б. А. О жесткости механической характеристики комбинированного привода с цепным вариатором. — Вестник машиностроения, 1975, № 6, с. 24—27.
Рубцов В. К., Волошин В. С. Двухступенчатые волновые вариаторы. Механические волновые передачи и механизмы./Труды ВЗПИ. М., 1970, вып. III, с. 115—136.
Самошкин С. Л. Влияние упругих характеристик на распределение нагрузки по ремням многоручьевых клиноременных передач. — В кн.: Бесступенчато-регулируемые передачи. Ярославский политехнический институт, 197& вып. 3, с. 28—31.
Самошкин С. Л., Петракоз С. Е. Распределение начального натяжения ■ по ремням многоручьевой передачи.—— Вестник машиностроения, 1975, № 8, с. 34—36.
Смирнов В. Н. Трение и износ во фрикционных передачах торово-сфери- ческого типа. — В кн.: Трение и и^нос в машинах. М., Изд-во АН СССР, I960, сб. XIV, с. 202—221.
Соколовская Ф. М., Тамулевич Г. Д. Клиновые ремни. М., Химия, 1973, 159 с.
Уразбаев М. Т. Основы механики весомой деформируемой гибкой нити. Ташкент, АН УзССР, 1951, с. 39—50.
Фаробин Я. Е. Фрикционные передачи автомобилей и тракторов. М., Машгиз, 1962, 162 с.
Цейтлин Н. И., Цукермаи Э. М. Итоги науки и техники. — В кн.: Машиностроительные материалы, конструкции и расчет деталей машин. Гидропривод-, Волновые передачи. М., ВИНИТИ, 1972, т. 4 с. 90—100.
Чернов В. Л. Некоторые вопросы теории клиноременной передачи.—— Каучук и резина, 1971, № 1, с. 30—34.
Чернов В. Л. Уравнение кривой скольжения клиноременной передачи.—— Каучук и резина, 1971, № 8, с. 29—32,
Шмелев А. Н. Тепловое состояние клиновых вариаторных ремней.—— Вестник машиностроения, № 8, 1971, с. 20—22.
N〔'б. Advanis in mechanical power transmission. — Plant Engeneering, 1963,
Bu^mann К- H. Neue Berechnungsgrundlagen fur Gummi-Keilriemen.— Kautschuk und Gummi. 1961, N. 4, Jg. 14, WT 94, S. 14—16.
Ditrich O. Konstruktion stufenlos, verstellbarer Umschlingungsgetriebe.— Der Maschinenmarkt, 1961, N. 60, S. 54—56.
Gerbert B. G. Force and slip behaviour in V-belt drives. Acta Polytechnica Scandinavica. — Mechanical Engineering series. Helsinki, 1972, N. 67, p. 101.
Lutz O. Zur Theorie des Keilriemen. — Umschlingungsgetriebes. — Konstruktion, 1960, N. 7, p. 265—268.
Marco S. M., Starkeg W. L” Hornung K. G. Aguantitative investigation of the factors which unfluence the fatigue life of a V-belt.—Trans ASME, 1960, N. 1. vol. 82, Ser. B., p. 47—59.
Oliver L. R., Johnson C. O., Breig W. F, V-belt life prediction and power rating.—Trans. ASME, 1976, N. 1, v. 98, p. 340—347.
Oliver L. R. Hornung K. G., Shapiro H. N. An automatic V-belt transmission with an assimmetrical belt. Engineering for Industry. — Trans ASME, 1973, aug. p. 771-778.
« SAE-Transactions» , 1955, p. 321—333.
Schlums K- D. Messgerate fur rebschlussige Keilscheiben. — Umsch- lingungsgetriebe VDJ. Z. 108, 1966, N. 6, S. 111.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие 3
Основные обозначения 5
Глава 1. Общие сведения 8
Назначение и классификациявариаторов 8
Основные зависимости. Характеристики вариаторов 11
Глава 2. Основы теории вариаторов с гибкой связью 19
Типы вариаторов 19
Геометрия передачи 21
Диапазон регулирования 27
Глава 3. Клиповые ремни 33
Типы и конструкция ремней； 33
Материалы элементов ремня. Изготовление ремней 37
Размеры ремней и их контроль 43
Упругие свойства ремней 47
Г л а в а 4. Теория и основы расчета клииоременных вариаторов . . .54
Силы натяжения ремня 54
Осевые силы на шкивах 67
Скольжение и потери скорости 74
Тяговая способность 77
Напряжения в ремне 84
Изменение формы сечения ремня при изгибе 88
Потери и КПД вариатора 92
Долговечность ремней 1°8
Глава 5. Конструкции и расчет клииоремеииых вариаторов ....119
Вариаторы с клиновыми ремнями нормальных сечений . . . .119
Характеристика и параметры вариаторов с широким ремнем 125
Конструкции вариаторов с широким ремнем !30
Расчет вариаторов с широким ремнем 156*/
Клиноременные вариаторы транспортных средств 162
Глава 6. Теория и основы расчета фрикционных вариаторов ....174
Общие сведения 174
Основные зависимости. Материалы 175
Скольжение ⑻
Силы и моменты в передаче 193
Потери в передаче и ее КПД 194
Нажатие 197
Типы вариаторов 201
Усилие, необходимое для перевода регулирующего элемента, и усилие самоперевода 205
Основы расчета фрикционных пар 208
Глава?. КонСТрукцнМ и расчет фрикционных вариаторов 214
Лобовые и конусныевариаторы 214
Торовые вариаторы 232
Шаровые вариаторы 245
Многодисковые вариаторы 253
Волновые вариаторы 278
Глава 8. Приводы с широким диапазоном регулирования 286
8.1. Планетарные вариаторы 287
82 Комбинации вариаторов с нерегулируемыми передачами (переборами) 295
8.3. Приводы с замкнутойкинематической цепью 299
Г л а в а 9. Бесступенчатые приводы с автоматическим управлением . .308
Список литературы 314
ИБ № 2913
Борис Алексеевич Пронин, Георгий Александрович Ревков
БЕССТУПЕНЧАТЫЕ КЛИНОРЕМЕННЫЕИ ①РНКЩЮНННЕ ПЕРЕДАЧИ (ВАРИАТОРЫ)
Редактор Т. ". ЛеденеваХудожественный редактор С. С. ВодчицТехнический редактор 8. И. ОрешкинаКорректоры А. П. Озерова и Л. Л СнастинаПереплет художника ". Ф. Зыкова
Сдано в набор 06.08.79. Подписано в печать 03,12.79. Т-20717.
Формат 60Х 90х/1в- Бумага типографская № 1.Гарнитура литературная. Печать высокая.
Усл. печ. л. 20,0. Уч.-изд. л. 21,4. Тираж 15 000 экз.Заказ 1471. Цена 1 р. 50 K.
Издательство «Машиностроение», 107885, Москва,ГСП-6, 1-й Басманный пер., 3
Ленинградская типография № 6 Ленинградскогопроизводственного объединения «Техническая книга»Союзполиграфпрома при Государствеииом комитете СССРпо делам издательств, полиграфии и книжной торговли.
193144, Ленинград, С-144, ул. Моисеенко, 10.
1
Б.А.Пронин 工 АРевков
БЕССТУПЕНЧАТЫЕКЛИНОРЕМЕННЫЕИ ФРИКЦИОННЫЕПЕРЕДАЧИ
(ВАРИАТОРЫ)
ИЗДАНИЕ 3-Е, ПЕРЕРАБОТАННОЕ И ДОПОЛНЕННОЕ
В
МОСКВА*МАШЙНОСТРОЕНИЕ*1980
ББК 34.44
П78
УДК 621.852.13
Рецензент д-р техн, наук проф. Н. А. Спицын
Пронин Б. А., Ревков Г. А.
П78 Бесступенчатые клиноременные и фрикционные передачи (вариаторы) — изд. 3-е, перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1980. — 320 с., ил.
В пер. 1 р. 50 к.
В книге рассмотрены клнноременные и фрикционные вариаторы, предназначенные для бесступенчатого регулирования скоростного режима работы машин. Изложены теория, расчет и основы конструирования клиноременных и фрикционных вариаторов, а также результаты некоторых экспериментальных исследований. Приведены основные конструкции этих вариаторов, приводы с расширенным диапазоном регулирования я системы с автоматическим регулированием скорости.Книга предназначена для инженеров-конструкторов, работающих в области машиностроения. Она может быть также полезна преподавателям и студентам машиностроительных вузов.В книге рассмотрены клнноременные и фрикционные вариаторы, предназначенные для бесступенчатого регулирования скоростного режима работы машин. Изложены теория, расчет и основы конструирования клиноременных и фрикционных вариаторов, а также результаты некоторых экспериментальных исследований. Приведены основные конструкции этих вариаторов, приводы с расширенным диапазоном регулирования я системы с автоматическим регулированием скорости.Книга предназначена для инженеров-конструкторов, работающих в области машиностроения. Она может быть также полезна преподавателям и студентам машиностроительных вузов.31302-01711 038(071)-8031302-01711 038(071)-8017-80.17-80.27020000002702000000ББК 34.44 6П5.1ББК 34.44 6П5.1
В книге рассмотрены клнноременные и фрикционные вариаторы, предназначенные для бесступенчатого регулирования скоростного режима работы машин. Изложены теория, расчет и основы конструирования клиноременных и фрикционных вариаторов, а также результаты некоторых экспериментальных исследований. Приведены основные конструкции этих вариаторов, приводы с расширенным диапазоном регулирования я системы с автоматическим регулированием скорости.
Книга предназначена для инженеров-конструкторов, работающих в области машиностроения. Она может быть также полезна преподавателям и студентам машиностроительных вузов.
В книге рассмотрены клнноременные и фрикционные вариаторы, предназначенные для бесступенчатого регулирования скоростного режима работы машин. Изложены теория, расчет и основы конструирования клиноременных и фрикционных вариаторов, а также результаты некоторых экспериментальных исследований. Приведены основные конструкции этих вариаторов, приводы с расширенным диапазоном регулирования я системы с автоматическим регулированием скорости.
Книга предназначена для инженеров-конструкторов, работающих в области машиностроения. Она может быть также полезна преподавателям и студентам машиностроительных вузов.
31302-017
11 038(071)-80
31302-017
11 038(071)-80
17-80.
17-80.
2702000000
2702000000
ББК 34.44 6П5.1
ББК 34.44 6П5.1
© Издательство «Машиностроение», 1980 г.