Промышленный лизинг Промышленный лизинг  Методички 

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 [ 10 ] 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51

принимая угол р постоянным и равным средней величине и интегрируя в пределах дуги скольжения аг. получаем

Fxc2. -

iTT-=Т (cos-I--/.sin-f)

f.c. = -(cos-f--/,sinA).

Решение с учетом переменности угла р дано в работе (73]. Для дуги скольжения ведущего шкива при отсутствии радиального скольжения = О и = /, тогда

хс1 2г/

cosf.

На элемент ремня efgh (см. рис. 25, б), находящийся на части дуги сцепления действует осевая сила

dF = dF, cos -I - / dF„ sin = (cos -- - / sin -f) dF,. Из суммы проекций сил на радиальное направление имеем 2F sin- dQiZ - 2zdF, sin - 2zf dF, cos = 0.

Решая совместно последние уравнения, получим (р-яц) da

dF =

(f -/-ц) da , . . Ф \

/ Ф - (cos -f - /sm -f) =

f-f„

Интегрируя в пределах дуги an, имеем

--г:-г «п»

аналогично для осевой силы fn на второй части дуги сцепления ап при отсутствии радиального скольжения

F-F„ „

2г tg

В оба последних выражения для ведущего шкива надо вводить fl, для ведомого - fg.

Полная осевая сила на ведущем шкиве

г Ft Fxi-cos

tg(+p) tg-f-

(70)

и на ведомом

Fx2 = -

2zft

cos-f-/,sin) +

F,-F

П2

.i(-f+r)

(71)

Углы входа a„ определяют для каждого шкива по (63); вторая часть дуги сцепления ап = ап - ап- Угол скольжения а = = In tnlf и полный угол сцепления ап = а - а.. Приведенный коэффициент трения подсчитывают для ведущего шкива по формуле (45) и для ведомого - по формуле (44). Величина т может быть найдена по соотношению натяжений ветвей или по коэффициенту тяги яр:

С достаточной точностью можно принять, что радиальные перемещения имеются по всей дуге сцепления, т. е. ап = О и ап = ап; тогда

f .1 = 4h cos У- + . (70а)

tg(-f-+p)

f = -(cos-/.sin-) +

F,-Fu 2г

(71а)

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 = О и = /. При этом условии и коэффициенте трения / 0,35 формулы (70а) и (71а) при рабочих режимах до а)

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 F, F, F3, и а„), так и от скоростного (изменяются а, «„). В предельном случае (при буксовании) а„ = = о, и второй член в этих формулах пропадает; осевые силы тогда

F --cns -

Рх2 -

2zf,tg (-f+ Рг)

В другом предельном случае (при холостом ходе) F = о, «с = о, «п = а, Fl = Fa = Fg.

Для ориентировочных расчетов необходимую осевую силу нажатия можно определить по минимальной силе с учетом необходимого запаса сцепления, т. е.

(72)

Коэффициент запаса сцепления р 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 Fq без учета нагрузки. Соответствующие формулы получаются из зависимостей (70а) и (71а) как частный случай при F< = о и а„ = 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

через окружную силу Ff С использованием формул (53) и (44) зависимости (70а) и (71а) приобретают вид

• (706)

(716)


0,{ 0,г 0,3 0,t 0,5 0,6 0,7 0,3 0,9 ifr

Рис. 31. Относительные осевые силы У1 и Уз и коэффициент 9

при ф = 26°

Здесь и Fa относительные осевые силы:

cos-

т - \

2/;tg(i+P.)

2tg 1

2tg(+p)

(73)

(74)

На рис. 31 и 32 даны кривые 7i и в зависимости от коэффициента тяги при углах канавки ф = 26 и 28°, «1 = 150 ... 210°, / = 0,35 и = 0. Диаграммы действительны для вариаторов любых размеров. Каждая кривая диаграммы выражает закон изменения осевых сил F;,i и F в зависимости от нагрузки на скоростном режиме, соответствующем углу «1.

При практических расчетах следует учитывать, что работа клиноременной передачи должна осуществляться при коэффициенте тяги а) = 0,6 ... 0,75.



Ma этих рисунках даны Также кривые коэффициента 6, определяющего соотношение осевых сил,

И для «1 = 150° - обратная величина 1/6.

Как видно из этих диаграмм, каждой нагрузке и каждому передаточному отношению соответствует определенное значение 6. Следовательно, если задавать величины сил Fi и F, то при каждой нагрузке установится вполне определенное передаточное


0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0.7 0,в 0,9 {*•

Рис. 32. Относительные осевые силы и и коэффициент 9 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 б и на ведомом при подпружиненном ведущем-, по кривым 1/6.

На рис. 33 даны при том же значении / коэффициенты и в зависимости".от угла обхвата aj при гр = 0,6 и 0,7. Из диаграмм следует, что коэффициент У, а следовательно, и сила fa на всем диапазоне скоростных режимов (от «„ип До «щах) и данном гр колеблются незначительно; сила Fi изменяется в более широких

пределах. Уменьшение угла канавки ф от 30 до 22° мало влияет на и и несколько увеличивает и Fi.

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

Af =•

Ч (2)

2tg(-f+р)


2/0° а,

Рис. 33. Относительные осевые силы и Уг в зависимости от угла обхвата

Наибольший прирост Af, будет при степенях тяги, близких к предельным.

Зсе 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 доголнительно возникают сила трения Тш на шпонке или шлицах за счет передаваемого момента и сила трения 7 на валу в результате действия защемляющего



0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 [ 10 ] 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51