Фрикционные передачи и вариаторы Исполнитель

Фрикционные передачи и вариаторы

Цель занятия: изучить конструктивные особенности фрикционных пфедач, принцип их действия и область применения, а также критфии расчета.

План:

1. Общие сведения.

Принцип дейчтвия и классификация

Применение

Способы прижатия катков

2. Основныетипы фрикционных пфедач и вариаторов.

Фрикционные пфедачи.

Вариаторы.

3. Основные факторы, определяющие качество фрикционной передяи.

Скольжение

Непостоянство пфедаточного отношения э

Ко эффициентполезного действия

4. Основырасчета прочности фрикционных пар

Критерии расчета

Расчет по контактным напряжениям

 {spoiler=Подробнее}

Опорные   слова:   фрикционная   пфедача,   конструкция,   прочность,

прижатие катков, вариаторы, скольжение, критфиирасчетапрочности.

ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ

Принцип действия и классификация

Работа фрикционной передачи основана на использовании сил трения, которые возникают в месте контакта двух тел вращения под действием сжимающих сил  Q . При этом должно быть

F_t £ F

где F_t — окружная сила; F — сила трения между катками. Для передачи с цилиндрическими катками .

F = Qf

где f — коэффициент трения.

Нарушение условия 1 приводит к буксованию и усиленному износу катков.

Все фрикционные передачи можно разделить на две основные группы: передачи нерегулируемые, т. е. с постоянным передаточным отношением; передачи регулируемые, или

Каждая из указанных групп охватывает большое количество передач, различающихся по конструкции и назначению. Например, различают передачи с параллельными и пересекающимися осями валов; с цилиндрической, конической, шаровой или торовой поверхностью рабочих катков; с постоянным или автоматически регулируемым прижатием катков, с промежуточным (паразитным) фрикционным элементом или без него и т. д.

Схема простейшей нерегулируемой передачи изображена на рис.9.1 Она состоит из двух катков с гладкой цилиндрической поверхностью закрепленных на параллельных валах.

На рис.9.2 показана схема простейшего вариатора (лобовой вариатор). Ведущий ролик A можно перемещать по валу в направлениях, указанных стрелками. При этом передаточное отношение будет плавно изменяться в соответствии с изменением рабочего диаметра D₂ ведомого диска Б.

Если перевести ролик на левую сторону диска, то можно получить также и изменение направления вращения ведомого вала — вариатор обладает свойством реверсивности.

Применение

Фрикционные передачи с постоянным передаточным отношением применяют сравнительно редко. Их область ограничивается преимущественно кинематическими цепями приборов, от которых требуется плавность движения, бесшумность работы, безударное включение на ходу и т. п. Как силовые (не кинематические) передачи они не могут конкурировать с зубчатыми передачами по габаритам, надежности,

к. п. д. и пр.

Фрикционные вариаторы применяют как в кинематических, так и силовых передачах в тех случаях, когда требуется бесступенчатое регулирование скорости (зубчатая передача не позволяет такого регулирования). Применение фрикционных вариаторов в практике ограничивается диапазоном малых и средних мощностей — до 10, реже до 20 кВт. В этом диапазоне они успешно конкурируют с гидравлическими и электрическими вариаторами, отличаясь от них простотой конструкции, малыми габаритами и повышенным к. п. д.

При больших мощностях трудно обеспечивать необходимое усилие прижатия катков Q. Это усилие, а также соответствующие нагрузки на валы и опоры, становятся слишком большими, конструкции вариатора и нажимного устройства усложняются.

Фрикционные вариаторы нашли применение в станкостроении, сварочных и литейных машинах, машинах текстильной, химической и бумажной промышленности, различных отраслях приборостроения и т. д.

Значение фрикционных вариаторов как бесступенчатых регуляторов скорости возрастает в связи с широким фронтом работ по автоматизации управления производственными и другими процессами.

Фрикционные передачи любого типа неприменимы в конструкциях, от которых требуется жесткая кинематическая связь, не допускающая проскальзывания или накопления ошибок взаимного положения валов.

В многоступенчатых передачах вариаторы целесообразно ставить на быстроходной ступени как менее нагруженной.

Способы прижатия катков

На практике применяют два способа прижатия катков: с постоянной силой, величина которой определяется по максимальной нагрузке передачи; с переменной силой, величина которой автоматически изменяется с изменением нагрузки.

Постоянное прижатие образуется вследствие предварительной деформации упругих элементов системы при сборке (например, деформации податливых катков), установкой специальных пружин (см. рис.), использованием собственного веса элементов системы и т. п.

Регулируемое прижатие требует применения специальных нажимных устройств, при которых сохраняется постоянство отношения F_t/Q . Кроме шариковых, применяют также винтовые нажимные устройства

Способ прижатия катков оказывает большое влияние на качественные характеристики передачи: величину к. п. д., постоянство передаточного отношения, величину контактной прочности и износ катков.Лучише показатели получают при регулируемом прижатии.

ОСНОВНЫЕ ТИПЫ ФРИКЦИОННЫХ ПЕРЕДАЧ И ВАРИАТОРОВ

Фрикционные передачи

В передаче с гладкими цилиндрическими катками (см. рис.).

i = n₁/n₂ = D₂/[D₁(1-e)] » D₂/D₁;

Q = K(F_t/f),

где e » 0,01 ¸ 0,03 — коэффициент скольжения; K — запас сцепления; К » 1,25 ¸ 1,5 —силовые передачи; K = до 3 — передачи приборов.

Коэффициент трения f во фрикционных передачах имеет для разных случаев следующие значения:

сталь по стали в масле f » 0,04 ¸ 0,05;

сталь по стали или чугуну без смазки f » 0,15 ¸ 0,20;

сталь по текстолиту или фибре без смазки f » 0,2 ¸ 0,3.

Формула 2 позволяет отметить большую величину силы сжатия катков фрикционной передачи. Например, принимая f = 0,1

и K = 1,5, получаем Q = 15 F_t, тогда как в зубчатых передачах нагрузка в зацеплении примерно равна F_t.

Для передачи движения между валами с пересекающимися осями используют коническую фрикционную передачу (рис.)

Угол S между осями валов может быть различным, чаще всего он равен 90°.

Без учета проскальзывания передаточное отношение

i » D₂/D₁.

Учитывая, что D₂ = 2L sind₂, а D₁ = 2L sind₁, получаем для конической передачи

i = sind₂/ sind₁

и при           S = d₁+d₂ = 90^°

i = tgd₂ = tgd₁

Необходимую величину сил прижатия Q₁ и Q₂ определяют из уравнений:

Из формул следует, что с увеличением передаточного отношения уменьшается Q₁ и увеличивается Q₂ Поэтому в понижающих конических передачах прижимное устройство целесообразно устанавливать на ведущем валу.

Вариаторы

Лобовой вариатор (см. рис.).

Максимальное и минимальное значения передаточного отношения

i_max = n₁/n_{2 min} » D_{2 max}/D₁,

i_min = n₁/n_{2 max} » D_{2 min}/D₁.

Диапазон регулирования

Д = n_{2 max}/n_{2 min} = i_max/i_min = D_2max/D_2min.

Диапазон регулирования является одной из основных характеристик любого вариатора.

Теоретически для лобового вариатора можно получить D_2min®0, а

Д®¥. Практически диапазон регулирования ограничивается значениями

Д £ 3. Это объясняется тем, что при малых D₂ значительно возрастает скольжение и износ, а к. п. д. понижается .

В отношении к. п. д. и износостойкости лобовые вариаторы уступают другим конструкциям. Однако простота и возможность реверсирования обеспечивают лобовым вариаторам достаточно широкое применение в маломощных передачах приборов и других подобных устройствах. Для повышения диапазона регулирования применяют двухдисковые лобовые вариаторы с промежуточным роликом. В этих вариаторах получают Д = 8 ¸ (10). Лобовой вариатор может иметь симметричную область регулирования. Передаточное отношение здесь может быть как больше, так и меньше единицы.

Вариатор с раздвижными конусами. Передающим элементом здесь служит клиновый ремень или специальная цепь. Винтовой механизм управления раздвигает одну и сдвигает другую пару конусов одновременно на ту же величину. При этом ремень перемещается на другие рабочие диаметры без изменения своей длины. Кинематические зависимости:

i_max » D_2max/D_1min ,

i_min » D_2min/D_1max ,

Силовой расчет выполняют по теории ременных передач или с помощью специальных таблиц. Максимальную (расчетную) нагрузку ремня определяют в положении, соответствующем i_max.

Возможный по конструктивным соображениям диапазон регулирования зависит от ширины ремня. Стандартные приводные клиновые ремни по ГОСТ 1284—68 позволяют получать Д до 1,5, а специальные широкие — до 5. Клиноременные вариаторы являются наиболее простыми и достаточно надежными.

Торовый вариатор. В этом вариаторе на ведущем и ведомом валах закреплены чашки 1 и 2, выполненные по форме кругового тора. Между чашками зажаты ролики 3. Изменение передаточного отношения достигают поворотом роликов вокруг осей O. Оси роликов закреплены в специальной рамке так, что они всегда располагаются симметрично относительно оси чашек. Ошибки в расположении осей вызывают неравномерную нагрузку роликов, дополнительное скольжение и износ, снижают к. п. д. Условием минимума скольжения является, кроме того, минимальное отклонение вершин начальных конусов роликов от оси чашек.

Работу чашек с роликом можно рассматривать условно как обкатывание трех начальных конусов. При этом вершины конусов чашек

(точки б и в) располагаются на оси валов, а вершина конуса ролика (точка а) занимает некоторое положение на дуге ее в зависимости от текущего значения передаточного отношения i. Работа без скольжения возможна только в том случае, если вершины всех конусов сходятся в одной точке.Чем больше расхождение вершин, тем больше скольжение.

У торовых вариаторов скольжение удается свести к минимуму при соответствующих соотношениях геометрических параметров. В этом заключается основное преимущество торового вариатора. Недостатками его являются высокие требования к точности изготовления и монтажа.

Текущее значение передаточного отношения (без учета скольжения)

Предельные значения i определяют по предельным значениям угла отклонения роликов a. При этом углы отклонения влево считают отрицательными.

Вариатор имеет симметричную зону регулирования.

Для прижатия тел качения применяют обычно шариковое нажимное устройство 4, изменяющее силу Q в соответствии с изменением нагрузки. Необходимую величину осевой силы Q определяют из условия равновесия чашки:

Здесь учтено, что

          а  R₁ = R₀ – Rcos(g-a),

где m — число роликов (обычно m = 2).

Максимальное значение Q будет соответствовать значению a = + a_{max ,}т. е. максимальному отклонению ролика вправо, или i_max. По Q_max oпределяют необходимый угол b в нажимном устройстве

tgb = F_t1/Q_max = T₁/rQ_max.

Расчет контактной прочности чашек и роликов выполняют по F_{n max}. Учитывая формулы, получаем

Значение F_{n max}.  соответствует также i_max.

Испытания показали достаточно высокие качества торовых вариаторов (малое скольжение, к. п. д. до 0,95). Oни нормализованы для мощностей от 1,5 до 20 кВт при диапазоне регулирования от 6,25 до 3. Материал тел качения: закаленная сталь закаленной стали при смазке или сталь по текстолиту без смазки.

Текстолитовыми выполняют ободы роликов. Применение текстолитовых роликов как более податливых позволяет снизить высокие требования к точности изготовления вариаторов.

Дисковые вариаторы. В этих вариаторах момент передается за счет трения между набором ведущих и ведомых дисков. Изменение передаточного отношения достигают перемещением ведущего вала 1 относительно ведомого вала 2 в направлениях, указанных стрелками. При этом изменяется межосевое расстояние а и рабочий диаметр D₂.

Передаточное отношение                i » D₂/D₁ = var

В выполненных кон­струкциях вариатор со­четают обычно с зубча­той передачей, а вал / является промежуточ­ным [22].

Применение зубча­тых передач планетар­ного типа позволяет раз­местить по окружности несколько промежуточных валов / (обычно три), а входной вал вариатора расположить соосно с выходным.

Основной идеей конструкции дискового вариатора является уве­личение числа точек контакта между фрикционными элементами. Это позволяет значительно снизить контактные давления, а вместе с этим и износ дисков. Значительно снижается также и величина по­требной силы прижатия Q.

Пренебрегая влиянием конусности дисков, получаем

где m — число мест контакта, равное удвоенному числу ведущих дисков (выполняют m от 18 до 42 и более).

Прижатие осуществляют за счет пружины (см. рис. 9.6) или шари­кового нажимного устройства (см. рис. 9.5).

Диски изготовляют из стали и закаливают до высокой твердости 50 -^ 60). Вариатор работает в масле. Обильная смазка значи­тельно уменьшает износ и делает работу вариатора устойчивой, не зависимой от случайных факторов, влияющих на трение. Снижение коэффициента трения при смазке в этих вариаторах легко компенси­руют увеличением числа контактов. Для уменьшения скольжения (потерь) дискам придают коническую форму (конусность от }°30' до 3°00'). При этом получают точечный первоначальный контакт,

переходящий в небольшое пятно под действием нагрузки. Тонкие стальные диски позволяют получить компактную конструкцию при значительной мощности.

Выполняют вариаторы мощностью до 400 кВт с диапазоном регу­лирования до 4,5 при к. п. д. 0,8 -^ 0,9.

Кроме схемы с наружным кон-азктом, разработаны схемы с внут­ренним контактом дисков. В этих конструкциях ведущие диски имеют кольцевую форму и охватывают ведомые. Внутренний контакт поз­воляет дополнительно снизить по­тери на скольжение, а также вы­полнить конструкцию с «прямой передачей» (: = 1), что особенно важно для применения вариаторов на автомобилях.

Принципиальные схемы вариаторов других типов изображены на рис. 9.7: я — конусный с передвигающимся ремнем; б — лобовой двухдисковый; е — конусный; и — шаровой простой; д — шаровой сдвоенный. Такие вариаторы выполняют для малых мощностей и при­меняют преимущественно в кинематических цепях приборов.

ОСНОВНЫЕ ФАКТОРЫ, ОПРЕДЕЛЯЮЩИЕ КАЧЕСТВО ФРИКЦИОННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Скольжение

Скольжение является причиной износа, уменьшения к. п. д. и непостоянства передачного отношения во фрикционных передачах. Различают три вида скольжения: буксование, упругое скольжение, геометрическое скольжение.

Буксование наступает при перегрузках, когда не соблюдается условие F_t<F. При буксовании ведомый каток останавливается, а ведущий скользит по нему, вызывая местный износ или задир поверхности. Нарушение геометрической формы и качества поверхности катков выводит передачу из строя. Поэтому при проектировании следует принимать достаточный запас сцепления K и не допускать использования фрикционной передачи в качестве предохранительного устройства от перегрузки. Применение самоза­тягивающихся нажимных устройств, как правило, устраняет буксо­вание.

Упругое скольжение связано с упругими деформа­циями в зоне контакта. Элементарно это можно объяснить на примере Цилиндрической передачи (см. рис. 9.1). Если бы катки были абсо­лютно жесткими, то первоначальный контакт по линии оставался бы таким и под нагрузкой. При этом окружные скорости по всей линии контакта будут равны и скольжения не будет. При упругих телах первоначальный контакт по линии переходит под нагрузкой в контакт по некоторой площадке. Равенство окружных скоростей соблюдается только в точках, расположенных на одной из линий этой площадки. Во всех других точках образуется скольжение.

В действительности явления, которые связаны с упругими дефор­мациями во фрикционных передачах, значительно сложнее. Они рас­сматриваются в специальной литературе (см., например, [22]). Ве­личина скольжения от этих деформа­ций не превышает 2—3% и обычно определяется экспериментально.

Для стальных катков упругое скольже­ние незначительно =0,002 (при полной нагрузке); для текстолита по стали 0,01, резана по стали  0,03.

С уменьшением нагрузки е умень­шается.

Геометрическое сколь­жение связано с неравенством скоростей на площадке контакта у ведущего и ведомого катков. Оно яв­ляется решающим для фрикционных передач. Поиски новых форм тел качения часто связаны со стремлением уменьшить геометрическое скольже­ние. Природу геометрического скольжения выясним на простейшем примере лобового вариатора (рис. 9.8, см. также рис. 9.2). Анализ других случаев см. [22].

Окружная скорость на рабочей поверхности ролика постоянна по всей ширине его и равна  (см. рис. 9.8). Скорость различных точек диска ^ изменяется пропорционально расстоянию этих точек от центра (на краю диска ).

При отсутствии буксования величины скоростей   на линии контакта должны быть равны между собой. Однако в рассматривае­мой конструкции равенство скоростей можно получить только для какой-то одной точки линии контакта. Эту точку р называют полю­сом качения. Через полюс качения проходит расчетная окружность диска с диаметром D₂, так что                                                                                                                                                             

Во всех других точках линий контакта наблюдается скольжение со скоростью  На рис. 9.8 эпюра распределения скоро­стей скольжения по линии контакта изображена жирными линиями. Полюс качения располагается в середине линии контакта только при холостом ходе. При работе с нагрузкой он смещается от середины на некоторую величину . Это смещение можно определить, рассматривая равновесие ролика. Здесь момент внешней нагрузки Т₁ должен урав­новешиваться моментом сил трения. Эпюра сил трения F  показанана рис. 9.8, где направление сил трения противоположно направлению скоростей скольжения, а удельная сила трения

Итак,   

или  

Из подобия треугольника определяем максимальную скорость скольжения в мм/с:  

где n₁ — об/мин, b и  — мм.

Непостоянство передаточного отношения

Как указано выше, передаточное отношение , где вели­чина D₂ связана с величиной  (см. рис. ).

Анализируя формулу (9.15), можно отметить следующее:

При постоянной силе прижатия Q величина  изменяется
пропорционально нагрузке T₁(T1u ). При этом передаточ­ное
 отношение не будет постоянным. Оно будет изменяться в некоторых
пределах в зависимости от величины нагрузки.

Если нажимной механизм обеспечивает изменение силы прижа­
тия Q пропорциональноT₁, т. е. T₁/Q = соnst, то  и i будет постоян­
ным. В этом большое преимущество саморегулируемых шариковых и
винтовых нажимных устройств.

Величина , а следовательно, и изменение i от нагрузки про­
порциональны длине линии контакта или ширине ролика b. Для умень­
шения скольжения и колебаний передаточного отношения применяют
узкие ролики или переходят от линейного контакта к точечному
(b = 0 и  = 0). Нетрудно понять, что положение полюса качения
связано также с распределением давления по длине линии контакта.
При неравномерном распределении полюс смещается в сторону боль­ших давлений. Давление может быть неравномерным вследствие дефор­
маций валов или погрешностей изготовления. С этим связаны высокие
требования к точности изготовления и жесткости вариаторов.

Коэффициент полезного действия

Величина к. п. д. вариаторов зависит в основном от потерь на скольжение и потерь в опорах валов. Потери на трение скольжения пропорциональны Скорости скольжения . Формула позво­ляет отметить, что у лобовых вариаторов  уменьшается с увеличе­нием передаточного отношения i. При малых i вариаторы имеют низкий к. п. д. По этой причине ограничиваются диапазоны регулирования некоторых вариаторов. Потери на трение в опорах зависят от вели­чины нагрузки на валы, которая определяется в основном величиной силы прижатия Q (не для всех конструкций). При постоянной Q потери в опорах постоянны и, следовательно, к. п. д. падает при работе вариатора с неполной нагрузкой. Поэтому также целесообразно при­менять нажимные механизмы с постоянным отношением T₁/Q Ввиду сложности расчетов величина к. п. д. вариаторов чаще всего оценивается экспериментально и указывается в справочниках.

ОСНОВЫ РАСЧЕТА ПРОЧНОСТИ ФРИКЦИОННЫХ ПАР

Критерии расчета

При работе фрикционных пар наблюдаются следующие основные виды разрушения рабочих поверхностей:

Усталостное выкрашивание — наблюдается в пе­
редачах, работающих в масле, когда образуется жидкостное трение.
В этих условиях рабочие поверхности разделяются слоем масла,
а износ сводится к минимуму.

Износ — наблюдается в передачах, работающих без смазки,
или при отсутствии условий для образований режима жидкостного
трения (см. гл. 14).

Задир поверхности — связан с буксованием или с пе­
регревом передачи при больших скоростях и нагрузках в условиях
недостаточной смазки.

Все перечисленные виды разрушения зависят от величины напря­жений в месте контакта. Поэтому прочность и долговечность фрик­ционных пар оценивают по величине контактных напряжений (см. стр. 7—Ю). Расчетные контактные напряжения при начальном касании по линии (тела качения — цилиндры, конусы, торы и ролики с образующими одного радиуса) определяют по формуле 

(9.17) При начальном касании в точке (все другие случаи)

Здесь  F_n — сила прижатия, нормальная к поверхности контакта; b — длина линии контакта; m — коэффициент, зависящий от формы тел качения (см. [1]).

Расчет по контактным напряжениям

Формулы  удобны для проверочных расчетов, когда размеры тел качения известны.

Для проектных расчетов эти формулы можно преобразовать, при­нимая за искомые размеры катков. Вследствие большого многообразия форм катков для фрикционных передач не удается получить общей формулы проектного расчета, как это сделано, например, для зубчатых передач *. Методика преобразования подобна той, которая применена для зубчатых передач.

Допускаемые напряжения для закаленных сталей твердостью 60 при начальном контакте по линии и при хорошей смазке принимают []10 00012 000 кгс/см² (10001200 Мпа); при начальном контакте в точке []  20 000  25 000 кгс/см²,  (2000 2500 Мпа). Для текстолита (без смазки) при кон­такте по линии 800  1000 кгс/см² (80 100 Мпа).

Учет срока службы и переменности режима работы производится по аналогии с зубчатыми передачами.

Вывод: изучив данную тему, студенты усвоили материал об основных особенностях фрикционных передач и ваиаторарах.

Контрольные вопросы:

1 .Принцип действия фрикционной передачи?

2. На какие основные группыделятся фрикционные передачи?

3.Применение фрикционных передач?

4. Способыприжатия катков?

5.Основная характеристика вариатора?

6. Три вида скольжения?

7. Виды разрушения   рабочих поверхностей   при работе фрикционных передач?

{/spoilers}