передачи растет; падение скорости при этом уменьшается. Это четко видно из кривых скольжения ремня 5 (рис. 38) даже при небольшом изменении относительных диаметров шкивов.

0,4-

Рис. 37. Кривые скольжения и КПД кордтканевых ремней различной ширины

сечением:

/ - их 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 # = 9,5 и 00 = 7,5 кгс/см тяговая способность передачи при i = 1,8

СЛ

Рис. 38. Кривые скольжения и КПД ремня 5 при различныхотносительных

диаметрах шкивов

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 гршах- В результате

этого тяговая способность вариаторов в области замедления оказывается выше, чем при работе на ускорение. В вариаторах с одним регулируемым шкивом целесообразно поэтому назначать mm >1. а при двух регулируемых шкивах применять не симметричное регулирование, а сдвинутое в сторону замедления.

Рис. 39. Кривые скольжения и КПД ремня 4 при различном передаточном

отношении

Кривые скольжения, приведенные на рис. 36 ... 39, получены из испытаний передач с одним плавающим валом, т. е. при 2f о = = const. В эксплуатации в большинстве случаев применяют

0.8-

Рис. 40. Кривая скольжения и КПД ремня 5 в передаче с закрепленными валами при % = 11,5, Оо = 7,3 кгс/см: / - по формуле (54а); 2 - по формуле (54)

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. Коэф(ициент тяги гр, отнесенный к предварительному натяжению согласно формуле (54а), может достигать 1,8 ... 2,0 (рис. 40), тогда как сгри отнесении к сумме F\ -f f2 по (54) г) < 1.

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: / - в передаче с плавающим валом и 2fo = 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 > 1), но в меньшей степени, чем в передачах с а = const и жесткими шкивами. Отличается кривая скольжения при подпружиненном ведомом шкиве. Анализ зависимости для осевого усилия F показывает, что при коэффициентах тяги г) до 0,5 величина Fx2 с ростом нагрузки

несколько снижается. Пру-

12 8

0,2 (7,<f 0,6 0,8 ЬО

Рис. 41. Кривые скольжения широкого ремня 28X13,5 мм

жина 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 увеличивается. Вместе с этим начинает превалировать влияние изгибной жесткости, что приводит к снижению роста потерь скорости.

Лри ведущем подпружиненном шкиве осевое усилие Fx с ростом нагрузки монотонно возрастает, пружина сжимается и ремень заглубляется в канавку больше. Это приводит к росту кажущегося скольжения. В результате при г]) > 0,65 потеря скорости в этом случае оказывается наибольшей.

Таким образом, в вариаторе с подпружиненными шкивами при г) = 0,6 ... 0,7 потеря скорости = 6 ... 8%. Эти вариаторы могут устойчиво работать при г) = F 2fo = 0,9 ... 1,0, но потеря скорости может достигать 16 ... 20%.

Тараметры 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 t 1. Расчет их должен производиться для положения при imax С проверкой при tjin.

в передачах с подпружиненными шкивами (см. рис. 3, а и в) при передвижении дисков деформация пружин и натяжение ремня изменяются. Выбирая жесткость пружины различной, можно несколько изменять характеристику передачи. Если на диаметре D

На пружину действует сила Fd при начальной деформации Яо, то при перемещении ремня на диаметр 6, осевая сила при линейной характеристике пружины повышается до

где 2х - взаимное смещение дисков, равное дополнительной деформации пружины; величину х 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 Fd и Fd известны, то полная деформация пружины должна быть

Я max р

xd xD

(80)

Для передачи с подпружиненным ведущим шкивом, определяя необходимые осевые силы по формуле (706) и заменяя окружные силы через мощность из формулы (80), получим

ldVidDx

2х.

(81)

В таких передачах с увеличением частоты вращения ведомого вала передаваемая окружная сила уменьшается. Если необходимо получить одинаковую мощность для обоих крайних положений, то

YuDi

max у п Y И

1D"1

(81а)

Если деформацию выбрать меньше, чем по формуле (81а), то с увеличением Dxx окружная сила уменьшается быстрее, чем возрастает скорость, и передаваемая мощность снижается. При деформации больше указанной с увеличением щ 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

max kj Y D -N V d Л

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

--2х. (82а)

V2->2D2

Так как коэффициент изменяется незначительно, то приближенно с учетом (17)

A,„.v= , 2x = Datg--. (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 отношении 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 = 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 \. Чтобы уменьшить колебания силы натяжения, жесткость пружины должна быть как можно меньше.

4.5. 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

о1 = 7 + од; 02 = - +(83)

или, выражая через напряжение (То от предварительного натяжения согласно зависимости (58),

oi = (o + +Коц; 02 = 00 --4--f К0Ц. ;(83а)

В частях ремня, находящихся на шкивах, возникает напряжение изгиба, величина которого в волокне, расположенном на расстоянии у от нейтральной линии ремня, будет

0 -Е--Е

(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

= 01 + 0„ = &-+0ц + 0„

(85)

+ К0Д-

(85а)

Приведенные зависимости определяют напряжение в ремне при одноосном напряженном состоянии, характерном для свободных 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. Галаджевым [16]. В местах набегания ремня на шкивы и

сбега с них, в которых происходит перестройка напряженного состояния, возникают пики напряжений (рис. 42). При сбеге это усугубляется дополнительными деформациями при выдергивании заклиненного ремня, и напряжения здесь повышаются почти в два раза. Из рис. 42 йидно также, что деформации изгиба являются превалирующими.

Рис. 42. Диаграмма деформаций наружных ВОЛОКОН ремня