|
В нерегулируемых фрикционных передачах наблюдается небольшое упругое скольжение, вызванное деформациями контактирующих тел.
д;я регулируемых фрикционных передач характерно геометрическое скольжение, вызванное распределением скоростей на площадке конта<та-
Окружная скорость точек контакта ведущего конуса Вщ (рис 13 38) изменится по прямой О, Л,, а ведомого Вм — по ОгА2. По контактной линии ad лишь в одной точке с скорости равны: vBl!, = vBm. Точку с назыв!107 нескользящей точкой площадки контакта!
р£. 13.38. Схема геометрического скольжения во фрикционных ва- |
Для обеспечения надежной работы вариатора необходимо соблюдение условия
M2<fQR0l; (13.18)
здесь / — коэффициент трения, принимаемый при расчетах не зависимым от давления и скорости; Q — усилие нажатия (нормальное усилие в месте контакта); R02 — радиус ведомого звена (расстояние от оси вращения до центра площадки контакта, рис. 13.38). Запас сцепления вариатора
Если нагрузка вариатора меняется или различен запас сцепления р\ то изменяется и положение нескользящей точки с.
Реальное передаточное отношение вариатора ip зависит от положения нескользящей точки с и определяется формулой
1р~%. (13.20)
Отличие L от i = -^ оценивается коэффициентом скольжения
г кох
е= 1 — 4-. (13.21)
'р
Данная на рис. 13.38, а схема геометрического скольжения применима и для фрикционных тел двоякой кривизны, в этом случае образующие конуса следует рассматривать как касательные, проведенные через средние линии поясков контакта.
Если нагрузка вариатора меняется, а усилие нажатия постоянно, то происходит изменение положения нескользящей точки на площадке контакта и передаточное отношение вариаторов (при том же относительном положении ведущего и ведомого конусов) изменяется. Для получения жесткой характеристики вариатора, т. е. независимости передаточного отношения от нагрузки, необходимо иметь постоянный запас сцепления Р, что достигается регулированием усилия нажатия Q в соответствии с изменением М2. Это одновременно приводит и к увеличению долговечности вариатора. Передаточное отношение вариатора может измениться и в результате деформации валов и других деталей передачи при изменении нагрузки, что вызывает изменение в относительном положении конусов. При проектировании во избежание этого явления надо стремиться к увеличению жесткости деталей передач.
Для линейного контакта коэффициент скольжения можно определить по формуле 135]
здесь il> = -|-; I — длина образующей короткого конуса (т. е. такого,
у которого / наименьшее).
Правило знаков для формулы (13.22) следующее: «плюс» — при ведущем длинном конусе, т. е. имеющем большую образующую; «минус» — при ведущем коротком конусе. Например, для схемы рис. 13.38, а образующая ведущего конуса 1г >!8, и в формуле (13.22) следует брать знак «плюс»; но если вершина конуса Ot окажется между точками 02 и С (рис. 13.38, б), то для ведущего конуса при Rol > Ro, имеем /j < /2, следовательно, в формуле (13.22) надо брать знак «минус».
Для вариаторов с промежуточными телами коэффициент скольжения
ес «а £i + е2,
где et и е2 — коэффициенты скольжения в парах «ведущий каток — промежуточный» и «промежуточный каток — ведомый».
Геометрическое скольжение является важнейшим критерием конструкции вариатора, оно в значительной мере определяет к. п. д. и нагрев вариатора, передаваемую мощность, износ и долговечность передачи; значения е для различных схем вариаторов приведены на рис. 13.39.
Уменьшение скольжения достигается:
1) применением рациональной схемы вариатора;
2) уменьшением запаса сцепления р\ который не следует для силовых передач брать более 1,25—1,3;
3) применением конструкции с таким автоматическим нажатием, чтобы при любом передаточном числе |J = 1,25 4- 1,3;'
4) уменьшением относительных размеров площадки контакта.
Вариаторы с первоначальным контактом в точке имеют, при прочих равных условиях, потери на трение на площадке контакта меньше, чем вариаторы с первоначальным касанием по линии, что объясняется меньшими относительными размерами площадки контакта. Однако вариаторы с точечным касанием имеют менее жесткую характеристику.
Допускаемый коэффициент скольжения [е] зависит от продолжительности работы вариатора на различных режимах, его срока службы, материалов фрикционных тел, передаваемой мощности, условий смазки и охлаждения и других причин и изменяется в значительных пределах.
Принимают для длительно работающих на одном режиме передач при стальных телах качения без смазки [е] = 1 ■*■ 1,5%; при текстолите по стали или чугуну [е] = 1,5 -ь 3%; при кратковременной работе на одном режиме [е] = 7 -4- 10%'; для передач, работающих со смазкой, можно допускать [е] = 10 -г- 15% [35].
Расчет на прочность
В основу расчета на прочность положены нормальные напряжения в месте контакта ок; для линейного контакта
(ак)тах = 0,418
(13.23)
здесь
Рпр =
PiPa
Pa ± Pi'
Q„ — расчетное нормальное усилие в месте контакта, Н; b — длина
линии контакта, мм.
Для вариаторов с первоначальным контактом в точке
■■ т
(13.24)
пр
Коэффициент т определяют в соответствии с формой контактирующих тел.
По зависимости (13.23) для вариаторов с начальным линейным контактом получаем формулу для проектировочного расчета
*lSB0.444/•£ £^Е^sin2ах( |
(13.25)
Правило знаков: «плюс» — при внешнем касании, «минус» — при внутреннем.
|
13.13. Значение коэффициента трения / для вариаторов |35| |
р _ 2ЕгЕг т П"Р Е1 + Е2>
1|> = пг = т—------------- ^коэффициент, которым задаются в соответствии
О и САН fXj
с величиной е по формуле (13.22); i выбирают в зависимости от схемы регулирования вариатора по заданному Д.
Если в вариаторе принятой схемы R1 = var, то расчет по формуле (13.25) ведут для /?lmiri, и в этом случае i = imax. Если/?, = const, то опасный случай для расчета, когда Мг = М1тах, т. е. при i = I'm,,,. Определив Rt по формуле (13.25), находят остальные размеры по значению Д и принятому коэффициенту ф. Приведенные в табл. 13.14 допускаемые напряжения даны для 107 циклов нагружения при постоянной работе. При переменном режиме |а]к следует умножить на коэффициент |
13.14. Допускаемые контактные напряжения для вариаторов |35|
Материал пары | Условия работы | [о]к, И/мм» |
Закаленная сталь по закаленной стали НВ 350 Сталь по стали =б НВ 350 Чугун по чугуну Текстолит по стали или чугуну | В масле То же Без смазки | 2,6 НВ 2,3—2,6 НВ 1,5 ави 50—70 |
^рк —
У
' 10'
где Л'цэ — эквивалентное число циклов, определяемое по формуле (3.57).
Нажимные устройства
Наиболее распространены такие способы нажатия: постоянное усилие пружинами; автоматическое нажатие силами, возникающими в передающих механизмах, или специальными нажимными устройствами.
Автоматическое нажатие с усилием, пропорциональным нагрузке вариатора, позволяет иметь неизменный запас сцепления, постоянное передаточное отношение при данном режиме, большую долговечность и высокий к. п. д.
На рис. 13.40 показано шариковое автоматическое нажимное устройство. Два или три шарика расположены в клиновых канавках, составляющих угол у с плоскостью диска. Под действием момента М на радиусе центров шариков RUi создается осевое усилие
м
Rm tg Y '
Усилие нажатия
(13.26)
sin а'
(13.27)
где а — угол между образующей конуса диска и осью вала; однако
Рис. 13.40. Схема шарикового нажимного устройства |
Решая совместно |
(13.28) получаем (13.29) |
13.27) и (13.28),
уравнения (13.26), /"Яд
tgV = i
' (5#ш sin а
Для вариаторов с #д = const я Nt — = const или с Л42 = const и с неизменным радиусом ведомого диска угол у постоянен. Для вариаторов с Ял=£ const выполняют шариковое нажимное устройство с переменным углом клиновой канавки или располагают канавки по спирали {Rm =^= const). Для создания предварительного прижатия во избежание пробуксовки на холостом ходу шариковое нажимное устройство должно иметь пружину.
Винтовое нажимное устройство (рис. 13.41) при среднем радиусе резьбы гср и угле подъема винтовой линии к создает осевое усилие
А-^ю' <1330>
при увеличении М — знак «+», при уменьшении — знак «—» при установившемся режиме
- для ведущего колеса (рис. 13.42, а), знак «—» — l R для ведущего диска (рис. 13.42,6);^ = -^ = —, где Rs — радиус диска; при /?д mm скольжение максимальное (см. также рис. 13.39). Основной недостаток лобовых вариаторов — большое скольжение, поэтому в силовых передачах диапазон регулирования их приходится ограничивать Д ■< 3 +■ 4. Приведем следующий пример. Диаметр ведущего колеса Dx — = 100 мм; Ъ = 20 мм и конструктивно допустимый наибольший диаметр диска D2max = Ю00 мм (по рис. 13.42, а). Пусть р" = 1,25. Так как D2mln = £>2тах/Д, то по формуле (13.31) получаем максимальный коэффициент скольжения: Д..................... 2 3 4 5 6 7 8 |
' ср |
Винтовое нажимное устройство
конструктивно проще шарикового, но вследствие большого трения менее чувствительно к изменению нагрузки и больше изнашивается.
Лобовые вариаторы
Из всех типов фрикционных бесступенчатых передач с твердыми телами касания лобовые вариаторы конструктивно наиболее просты.
1 + Р |
2(тф ± Г здесь знак «- |
На основании формулы (13.22) геометрическое скольжение
(13.31)
Рис. 13.41. Схема винтового нажимного устройства
%
7,0 10,3 13,5 16,6 19,7 22,7 25,6
При контакте на малых диаметрах диска (при большом Д) скольжение недопустимо велико. При ведущем колесе (по рис. 13.42, а) его радиус з |
2Mi р _ф |
R |
/?х = 0,4441/ |
где 1|5 = - |
min
2 min
Вм |
выбирают в зависимости
вщ
(13.32)
от принятой величины е.
{-[ВЩ
I
а)
I)
ВМ
I
») и
Рис. 13.42. Схемы лобовых вариаторов: а — с ведущим колесом; 6 — с ведущим диском; в — сдвоенный
При ведущем диске (рис. 13.42, б) для случая М2 = const радиус
ведомого колеса \
R2 = 0,444 У^-щЕар /шах Ф; (13.33)
здесь 1|з = —^—.
Определив /?, или /?2, остальные размеры находят по значениям Д и г|>.
При проектном расчете принимают: для передач с регулируемым нажатием р" ж 1,3 при етах = 5 10%; ij> = 18 н- 10 соответственно.
Для передач, работающих с постоянной мощностью N2 — const, ведущим выполняют цилиндрическое колесо, при постоянном моменте М2 — const ведущим выполняют диск. Лобовые вариаторы допускают простое реверсирование передачи.
Простейшая конструкция лобовой передачи применена в приводе к приемной корзине изолировочных машин силового кабеля (рис. 13.43). Кабель укладывается в корзину / по спирали, и поэтому при постоянной производительности машины угловая скорость корзины должна плавно регулироваться. Ведущее колесо 2 вариатора перемещается относительно ведомого диска 4 винтом 3, последний имеет индивидуальный электропривод. Значительная изгибающая нагрузка на
Рис. 13.44. Лобовой вариатор усовершенствованной конструкции с шариковым нажимным устройством на ведомом валу |
Жесткость конструкции имеет первостепенное значение, так как с ней связано распределение напряжений в зоне контакта фрикционных тел.
Более совершенная конструкция лобового вариатора представлена на рис. 13.44. К достоинствам ее следует отнести разгрузку валов от изгибающих моментов, двухпоточное распределение мощности, регулирование усилия нажатия, уменьшенное скольжение.
Коэффициент скольжения ес для обычной сдвоенной лобовой передачи (рис. 13.42, в) в крайнем положении (i = imaK) определяем, пренебрегая единицей в знаменателе формулы (13.31) и принимая 0 = 1:
ес = ei + Ч = 5-^----------- Ь тг— = н-^— (Д + 1).
"дт1п "типах "дгаах
где /?д — радиус ведущего и ведомого дисков (размеры дисков одинаковые).
Для усовершенствованной конструкции лобового вариатора (см. рис. 13.44) при тех же упрощениях
Ее= ^1 + е2 =
Ь
чдгаах
Рис. 13.45. Схема лобового вариатора усовершенствованной конструкции: а — при С— 1; б— при 1= imax |
Как видно, её < ес, и суммарное скольжение не зависит от угла а.
Когда ось вращения промежуточного ролика пересекает ось вращения диска в его центре, то скольжение отсутствует (рис. 13.45, а). Если принять симметричное регулирование, то целесообразно, чтобы при i = 1
q max ~Г" ^д mln
К д. ср 2
Для проектного прочностного расчета (при симметричном регулировании, рис. 13.45, б)
Г |
/?д min s^s 0,444 |^ ^ - ^Пр
sin' a cos а;
(13.34)
здесь, как и ранее,
Обычно принимают а = 30 -5- 45°; при малых а возрастают радиальные габариты вариатора, выбор больших а приводит к значительному увеличению расстояния между дисками.
Промежуточный ролик имеет постоянный поясок контакта и удвоенное число циклов нагружения. Рекомендуются сочетания материалов: сталь ШХ15 (ролик) и сталь 45 (диск) со смазкой или сталь — текстолит без смазки.
В конструкции на рис. 13.44 применено шариковое нажимное устройство, установленное на ведомом валу вариатора; подобный вариатор целесообразно эксплуатировать при М2 = const. Вариаторы такой конструкции рассчитаны на диапазоны регулирования Д <; 10 при пх = 1400 об/мин и N ~ 13 кВт при максимальной частоте вращения ведомого вала; регулирование несимметричное: imin = 0,5 и
Рис. 13.46. Лобовой вариатор усовершенствованной конструкции с винтовым нажимным устройством на ведомом валу |
Конусные вариаторы
Типичная конструкция конусного вариатора показана на рис. 13.47.
Ведущий конус расположен непосредственно на валу фланцевого электродвигателя. Последний крепится к корпусу вариатора винтовым регулировочным механизмом, управляемым штурвалом. Зубчатая передача от винта осуществляет привод на указатель скорости ведомого вала вариатора.
Коэффициент скольжения е зависит от углов конусов
а, и а2 (рис. 13.48). На рис. 13.49 даны значения е в крайних положениях. Скольжение определялось в функции а2 при различных значениях А = а2 — а:. -
При i — imax коэффициент скольжения с увеличением а2 интенсивно возрастает (кривые ар, Ьр и ср), в то время как при работе на ускорение (i = imin) увеличение е незначительно (кривые ау, qy, су). Оценивая скольжение по средней величине (кривые аср, Ьср, сср), можно заключить, что для уменьшения е целесообразно принимать большие значения Д.
Выбор меньших значений а2 и а, позволил бы уменьшить е, но при этом увеличиваются осевые габариты передачи, так как высота ведущего конуса (см. рис. 13.48)
hx = Rl max ctg a = Ri тшД ctg a,.
Углы at и a2 влияют также на ограничение imin вариатора вследствие возможного касания ведущего конуса с ведомой чашкой в диаметрально противоположной точке М.
Согласно рис. 13.48, б имеем
sin at |
к) tg ф;
(13.35) (13.36)
здесь ф = 90° — (2ах — 02).
Рис. 13.47. Конусный вариатор «Вебо» |
|
75° |
60° |
45° |
Рис. 13.48. Схема конусного вариатора «Вебо»: |
а2 |
а — произвольное положение; б — в положении i = imin
Рис. 13.49. Зависимость коэффи циента скольжения е от «j н 4 = = а2 — otj для вариаторов «Вебо»
"ср, "-ср |
вр. Ьр, ср при (тах (редуцирование) fly. by, су при imin (ускорение); аср:
среднее значение коэффициента скольжения
Совместное решение уравнений (13.35) и (13.36) приводит к выражению
tmin>„!nfT, Гп2(а2-«,) - (13-37)
SmKl+ 2 cos а,
При небольших значениях ах и малой разности А значение imin > 1 и работа вариатора на ускорение практически неосуществима; увеличение а1 позволяет значительно расширить диапазон регулирования в области i <;1•
Таким образом, соответствующий выбор at и а2 позволяет проектировать передачу для конкретных условий, например с минимальным скольжением, малыми габаритами или с расширенным диапазоном регулирования.
В вариаторах «Вебо» а! = 80 -4- 85°, а2 = 85 4- 90°, при этом jmin ж 0,6 -т- 0,8; из условий допустимого скольжения imax = 1,5 4--f- 2,0, тогда Д = 2 4- 3,5.
Ведущий конус вариатора стальной или чугунный; ведомая чашка — со сменным текстолитовым кольцом; передача работает без смазки.
Преобразовывая выражение (13.25), получаем следующую зависимость для проектного расчета:
Rt^ 0,4441/ ^Vjg^fft;, sift а8 (cos *.-^), 03-38)
где ф=Л = -^—. т b b sin а2
Основные размеры вариатора определяют в такой последовательности: 1) выбирают углы конусов а, и а2; 2) находят R2 по формуле (13.38) при г|) = 10 -i- 20; 3) определив A?lmin, Rimax, делают первую эскизную компоновку фрикционных тел вариатора. Построение целесообразно выполнить в положении при е = 0, т. е. когда вершины конусов совпадают; 4) находят imm по формуле (13.37) и 8 в крайних точках при t'max, *'min по формуле (13.22); 5) в заключение проверяют эскизную компоновку и значения /т1п и е и вносят необходимые коррективы в принятые ранее аи а2 и г|э.
Усилие нажатия при М2 — const постоянно, в этом случае при подпружиненной ведомой чашке целесообразно принимать а2"= 90° и брать пружину малой жесткости.
При N2 — const усилие нажатия Q меняется, и переменное усилие пружины
f sin а2 R2
Горизонтальное перемещение х ведомой чашки (рис. 13.48):
I?S2S. (13.39)
sm а2/ sin ах v '
Жесткость пружины
т —Т ■
max min
Используя выражение для Тих, получаем
С =
/ ' #1 / sin а2
' * cosa2(
Если привод работает с изменением как М2, так и N2, то целесообразно применить косозубую передачу между валами вариатора (см. рис. 13.47) для обеспечения прижатия соответственно передаваемой нагрузке. Угол наклона зуба рш шестерни диаметра йш определится из выражения
I
sin a2
D2
(13.40)
Первый вал вариатора выполняют в такой конструкции плавающим. Ширину шестерни bm при ос2 <; 90° следует выбирать с учетом наибольшего горизонтального перемещения хтах. Пружина с малой жесткостью обязательна во избежание пробуксовки на холостом ходу. Однако так как рш ограничивается значениями 8 — 15°, то по формуле (13.40)
получаем что часто приводит к неудачным конструктив-
ным решениям. В таких случаях применяют комбинированный нажим
косозубой парой и пружиной.
Конусный вариатор с параллельными валами, представленный на рис. 13.50, выполняют обычно в комбинации с зубчатой передачей; вал вариатора с конической чашкой и шестерней может свободно поворачиваться около оси зубчатого колеса в пределах необходимого угла (рис. 13.51). Регулирование осуществляется перемещением ведущего конуса вариатора вдоль его оси, одновременно поворачивается вал с ведомым конусом. Осевое
Рис. 13.50. Конусный вариатор с параллельными перемещение конуса осу-
валами ществляют или совмест-
и возрастает скольжение; обычно 2,5 -4- 4, и тогда Д да 2 -т- 3. |
b sin а принимают а = bU + 60°; tmax = 2,о -5-4, и Так как в рассматриваемых вариаторах скольжение больше, чем в передачах «Вебо», то приходится принимать |
В передаче с параллельными валами (ах = а2 = а) вариатор понижает угловую скорость; по формуле (13.37) imin = 1; практически принимают imin =1,5-ь 1,25, R2 находят по формуле (13.38). Выбор малых углов нецелесообразен, так как при этом увеличиваются осевые и радиальные габариты передачн. При боль-
ших а уменьшается г|з —
b sin а |
Рис. 13.52. Ведущий конус вариатора на скользящей втулке |
■ 25-i-40.
Последовательность расчета аналогична рассмотренной выше.
Нажатие в вариаторе осуществляется реактивным моментом зубчатого зацепления и, следовательно, зависит от внешней нагрузки.
Рассматривая равновесие качающегося рычага, получаем (см. рис. 13.51)
Q- |
l + ^a sin б
то запас сцеп- |
= ——?—— р cos a cos б ш'
Так как РШ = Р?2-
ления
Р-? = c-oWc^(S+Sin6)- <13'41)
Согласно рис. 13.51
sin 6 =
л2-US.+№-/?!)*]
2Am(R2-R>)
(13.42)
Дата добавления: 2015-09-30; просмотров: 31 | Нарушение авторских прав
<== предыдущая лекция | | | следующая лекция ==> |