22. Техническая характеристика многодисковых вариаторов ВНИИРедуктора

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].

вторая cmijneHb

Рис. 153. Схемы многодисковых вариаторов с расширенным диапазоном регулирования:

а - с двухступенчатым зубчатым перебором; б - 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

ВесТи с учетом у>кё сложившегося опыта разработки таких вариаторов с последующим расчетом некоторых их параметров.

Обобщение зарубежного и отечественного опыта проектирования 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 передаваемой мощности или момента.

Фирма Schaerer допускает работу всех выпускаемых ею по второй схеме типоразмеров вариаторов при и, = 1470 об/мин.

Фирма Sumitomo ограничивает частоту вращения входных валов следующими значениями:

/Vi, кВт.................. <15 15 ... 35 >35

«1, об/мнн................. 1500 1000 750 =

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 га, = = 1500 об/мин окружная скорость шестерен достигает 20 ... 25 м/с. При этом становится затруднительным выполнить требования техники безопасности к передаточным механизмам в отношении шумовых 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.

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 отбуртованных дисков; 5 - нажимной фланец; 6 - выходной вал: 7 - пружинно-кулачковый нажимной механизм второй ступени

Параметры приводов МВДР-ДУ

Примечание. Данные, указанные в числителе, соответствуют наибольшей, 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 га. 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 зубчатой передачи можно воспользоваться графиком J, „ = ~ = - на

5011,,кВт

Рис. 155. Зависимость передаточного отношения зубчатых передач от мощности

рис. 155, построенным на основе анализа выполненных конструкций W z-i - частота вращения и число зубьев шестерни входного вала; Пд и Zg - 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 вариаторов, а габаритные размеры их оказываются вполне приемлемыми. Для более крупных типоразмеров могут применяться четырех- и шестипакет-ные 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 шестипакет-ных системах. Как показывают испытания шестипакетных вариаторов, 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 типоразмеры вариаторов следует выполнять с шестью пакетами. Так, вариаторы фирмы Schaerer на мощность 250 кВт имеют шесть пакетов по 13 дисков в каждом.

Количество 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. При 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 (средняя серия) соответствуют допускаемые напряжения кручения

Рис. 156. Число конических дисков в периферийном пакете и ориентировочный диаметр шлицевых валов в зависимости от мощности

[т] = 50 ... 150 кгс/см (меньшие значения для малых типоразмеров, большие - для вариатора с Л = 55 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 определяют минимальный расчетный радиус конического диска (рис. 157)

шв I 6 I д

где b - ширина рабочего пояска отбуртованного диска; Л, - 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 я« 2 ... 3 мм и 6 «.0,06.3.

Максимальный расчетный радиус конического диска

/"imax ~ ДГгтт

наружный его радиус

Rl = r imax + б,

где б = й/2 + (2 ... 3) мм.

Внешний диаметр отбуртованного диска можно принять по графику в зависимости от мощности Л (рис. 158).

Расчетный радиус этого диска

где г - радиус закругления бурта (см. рис. 159), принимаемый примерно Ь12.

Вариаторы Целесообразно усганйвливаТь 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 DojQ следует принимать из графика на рис. 158 по шкале моментов М.

Диаметр посадочной поверхности отбуртованного диска (рис. 157)

D„ = D„,6 + dm.3-2(i?i-

S 10 IS 20 25 30

1500 I то ,

40 45 50 55 60 N,,kBt 750 11,,о1/мш

3,25 Bp miafit.m;! 351.9 514 вч.вптНъхгс-м

Рис. 158. Зависимость диаметра Dot6 от мощности Л/j

- Al + Аа), где Да - зазор между коническим диском и выходным валом при минимальном межосевом расстоянии, принимаемый примерно 2 ... 3 мм.

Приведенные на рис. 158 значения 0.6 отбуртованных дисков предусматривают возможность размещения в них нажимного кулачкового механизма. При этом диаметр посадочного отверстия в дисках оказывается значительным, что улучшает их осевую подвижность, так как уменьшается сила в шпоночном соединении.

При определении угла конусности дисков 2у (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 27 возрастают потери на геометрическое скольжение вследствие растягивания полоски касания в направлении движения дисков; КПД вариатора понижается.

Оптимальными являются следующие значения углов конусности дисков:

гд............... 4 6 8и>

2v............... 5° 30 5° 4°30

Начальное касание конических и отбуртованных дисков может быть линейным или точечным. 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.

Рис. 159. Элементы геометрии фрикционных дисков