автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.02, диссертация на тему:Конструкция и оптимизация параметров автоматического клиноременного вариатора мототранспортных средств

, ц ден ша

На правах рукописи МИХЕЕВ СЕРГЕЙ СТАНИСЛАВОВИЧ

КОНСТРУКЦИЯ И ОПТИМИЗАЦИЯ ПАРАМЕТРОВ АВТОМАТИЧЕСКОГО КЛИНОРЕМЕННОГО ВАРИАТОРА МОТОТР АНСПОРШЫХ СРЕДСТВ

СПЕЦИАЛЬНОСТЬ 05.02.02-МАШИНОВЕДЕНИЕ И ДЕТАЛИ МАШИН

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Владимир 1998

Работа выполнена на кафедре теории и конструирования ма шин Ковровской государственной технологической академии

Научный руководитель: доктор технических нэ.ук, профессор

A.И.Леонов.

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

B.А.Умняшкин

кандидат технических наук, доцент В.Н.Филимонов

Ведущая организация: ОАО "Завод имени В.А. Дегтярева".

Защита состоится " 2.5" 199/года в /О часо]

на заседании диссертационного Совета Д .063.65.01 во Владимирском го сударственном университете.

С диссертационной работой можно ознакомиться в библиотек! университета.

Автореферат разослан " " //¿7/7& Я_199<£года.

Отзывы на автореферат диссертации в двух экземплярах, заве ренных печатью, просим направлять по адресу: 600026, г.Владимир ул. Горького, 87, Владимирский государственный университет, ученом; секретарю диссертационного совета.

Ученый секретарь диссертационного совета, доктор технических наук, профессор Тихомиро]

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. В плане конверсии оборонной промышленности и расширения товаров народного потребления предусматривается проектирование и внедрение в производство новых механизмов и машин, в частности мототехники, обладающей более высокими технико-эксплуатационными свойствами. Одним га путей улучшения эксплуатационных характеристик мототехники является их автоматизация, позволяющая обеспечить безопасность движения, простоту управления и возможность работы двигателя на оптимальном режиме. В последние годы наметилась тенденция применения в трансмиссии мототранспортных средств с объемом двигателя до 100см3 автоматических клиноременных вариаторов. Проектирование таких вариаторов требует уточненных расчетов, основанных на исследовании его тягово-динамических качеств с учетом всех определяющих факторов и конструктивных параметров передачи. Важное значение имеет вопрос выбора той или иной схемы нажимных устройств и автоматического сцепления, обеспечивающих наилучшую динамику разгона мототранспорта.

Цель работы. Основной целью настоящей работы является разработка методики выбора оптимальных параметров и характеристик автоматического клиноременного вариатора для мототранспортных средств с рабочим объемом двигателя до 100см3 из условия обеспечения достаточно высоких тягово-динамических свойств мототранспортного средства в целом.

Основные задачи

1. Построение математической модели движения мототранспортного средства с автоматическим клиноременным вариатором, учитывающей изменение КПД трансмиссии при изменении передаточного отношения и передаваемого крутящего момента двигателя.

2. Разработка тягово-динамического расчета мототранспортного средства с автоматическим клиноременным вариатором.

3. Разработка алгоритма определения основных кинематических и динамических зависимостей автоматического клиноременного вариатора мототранспортного средства.

4. Разработка методики и программы расчета на ЭВМ оптимальных параметров автоматического клиноременного вариатора, обеспечивающих максимальную динамику разгона мототранспортного средства.

5. Экспериментальное исследование опытного образца мокика с автоматическим клиноременным вариатором в трансмиссии для подтверждения полученных теоретических результатов.

Общая методика исслег\танмя. Ппк определении общей методики исследования были использованы работы отечественных и зарубежных авторов, посвященные исследованию собственно клиноременных вариаторов, автоматических клиноременных вариаторов мототранспортных средств, а также работы по исследованию автоматических сцеплений.

Теоретическое исследование мототранспортного средства с автоматическим клиноременным вариатором выполнено с помощью уравнений Лагранжа второго рода. Решение полученного уравнения проведено численными методами с применением ЭВМ.

Оптимизация параметров автоматического клиноременного вариатора осуществляется с помощью многопараметрического метода Нел-дера и Мида минимизации нелинейной функции при наличии ограничений по деформируемому многограннику.

Корректность математической модели и достоверность основных теоретических исследований проверены экспериментальным путем на опытном образце транспортного средства в стендовых и дорожных условиях. При обработке экспериментальных данных используются статистические методы.

Научная новизна. В работе впервые исследованы кинематические характеристики автоматического клиноременного вариатора мототранспортного средства при автоматическом изменении передаточного отношения на основе тягово-динамического расчета.

Разработана программа тягово-динамического расчета мототранспортного средства с автоматическим клиноременным вариатором в трансмиссии.

Получена экспериментальная зависимость изменения КПД автоматического клиноременного вариатора при различных режимах работы.

Проведена оптимизация параметров автоматического клиноременного вариатора.

Практическая ценность. Разработанная методика тягово-динамического расчета мототранспортного средства с автоматическим клино-

ременным вариатором даетвозможность на стадии проектирования провести комплексный анализ работы проектируемого автоматического кли-ноременного вариатора и мототранспортного средства в целом.

Основные положения и рекомендации диссертационном работы использованы при создании автоматического клиноременного вариатора мокика класса 50см3.

Реализация результатов. Разработанная методика и программы расчета и оптимизации внедрены на ОАО "Завод нм.В.А.Дегтярева" при проектировании мототранспортного средства с объемом двигателя 50см3 и автомат!тческим клиноременным вариатором в трансмиссии. На основе созданной теории спроектирована, изготовлена и внедрена опытно-промышленная партия (15шт) мокиков с автоматическим клиноременным вариатором.

Апробация работы. Основные положения диссертационной работы докладывались и нашли положительную оценку на:

- первой международной научно-технической конференции по бесступенчатым передачам, приводным механизмам и промысловому оборудованию (Калининград, 1997г.);

- научно-практическом семинаре (Владимир, 1995г.);

-научно-техническойконференции (Ковров, 1995г., 1997г.).

Публикации. По теме диссертационной работы опубликованы

8 работ, в том числе тезисы докладов на первой международной научно-технической конференции по бесступенчатым передачам, приводным механизмам и промысловому оборудованию.

Объем и структура работы. Диссертационная работа состоит из введения, пятиглав, выводов и приложений. Список использованной литературы содержит 71 наименование. Общий объем 156с., 36 рис.

СОДЕРЖАНИЕРАБОТЫ Во введении обоснована актуальность темы, сформулирована цель работы, дана краткая аннотация всех глав диссертации.

В первой главе приведено краткое описание и анализ существующих наиболее типичных схем автоматических клиноременных вариаторов мототранспортных средс тв, а также нажимных устройств и автоматических сцеплений этих вариаторов. Рассмотрены требования,

предъявляемые к автоматическим бесступенчатым трансмиссиям мало-кубатурной мототехники.

Проводится обзор работ по тематике диссертационной работы. Отмечено, что в настоящее время получила значительное рязвитие общая теория ременных передач и вариаторов. Большой вклад в ее развитие внесли В.С.Поляков, Б.А.Пронин, Р.С.Галаджев, Е.М.Гутьяр, В.Ф.Мальцев и др. Исследованию автоматических клиноременных вариаторов транспортных средств посвящены работы В.А.Петрова, В.А. Умняшкина, Н.Д.Баловнева, Ю.М.Мартыхина, Р.В. Вирабова, Г.В.Архангельского.

Проведенный анализ показал, что на протяжении многих лет усилия специалистов были, прежде всего, направлены на повышение долговечности ремня и исследования характера взаимодействия ремня со шкивами. Кроме того, в литературе практически отсутствуют рекомендации, позволяющие обоснованно подойти к выбору конструктивной схемы автоматических клиноременных вариаторов мототранспортных средств.

Общепринятая методика расчета конструктивных параметров автоматического клиноременного вариатора основывается на допущениях о постоянстве средней угловой скорости двигателя и КПД трансмиссии на различных передаточных отношениях. Это не позволяет с достаточной достоверностью оценивать передаточные свойства клиноременного вариатора при работе с ДВС, для которого характерен широкий диапазон скоростных режимов.Поэтому дальнейшее совершенствование автоматического клиноременного вариатора мототранспортных средств направлено на создание более совершенной конструкции клиноременного вариатора для мототехники на основе разработки тягово-динами-ческого расчета с учетом всех определяющих факторов и оптимальных конструктивных параметров передачи.

Ставится задача исследования движения мототранспортного средства с автоматическим клиноременным вариатором с учетом изменения КПД трансмиссии при изменении передаточного отношения и передаваемого крутящего момента двигателя.

Во второй главе приведено теоретическое исследование динамики разгона мототранспортного средства с автоматическим клиноременным вариатором в трансмиссии. В качестве объекта исследования при-

нят мокик с рабочим объемом двигателя 50см3 и автоматическим клино-ременным вариатором в трансмиссии. Вариатор имеет неподвижно закрепленный правый диск 2 ведущего шкива. Подвижный левый диск 3 этого шкива перемещается в осевом направлении под действием центробежных грузов 4, которые перемещаются по наклонным направляющим 5. Вращение от ведущего шкива передается ведомому шкиву посредством вариаторного ремня 6. Ведомый шкив состоит из правого диска 7, подвижно установленного на ведомом валу и зафиксированного в осевом направлении, и левого диска 8, перемещающегося в осевом направлении под действием ремня 6 и пружины 9 относительного правого диска 7. Вращение от ведомого шкива через трущиеся поверхности дисков 10 фрикционных муфт и их направляющих 11 и 12 передается ведомому валу 13. Включение и выключение муфты осуществляется автоматически центробежными грузами 14 в зависимости от частоты вращения ведомого шкива. Далее от ведомого шкива 13, через цилиндрическую передачу 15 и планетарный редуктор 16, вращение передается на колесо 17, которое установлено на выходном валу редуктора 16. Автоматическое регулирование передаточного отношения трансмиссии обеспечивается за счет действия центробежных сил грузов 4. С увеличением частоты вращения вала двигателя под действием центробежных сил грузы 4 сжимают диски 2 и 3, перемещая ремень 6 на больший диаметр. При этом на ведомом шкиве ремень, преодолевая сопротивление пружины 9, перемещает подвижный диск 3 и ложится на меньший диаметр. Передаточное отношение вариатора уменьшается, и частота вращения заднего колеса увеличивается. Обратный процесс происходит при снижении частоты вращения ведущего вала двигателя. Особенностью предложенной схемы является то, что передача окружного усилия от вала двигателя к подвижному шкиву происходит на периферии подвижного диска, что уменьшает защемляющий момент в ступице подвижного диска при передаче осевой силы под действием центробежных грузов. По такой же схеме выполнен подвижный диск ведомого шкива, что дает возможность применения регулятора по моменту на радиусе близком радиусу работы ремня. Это исключает защемляющий момент в ступице подвижного диска ведомого вала. В отличие от рассмотренных ранее конструктивных схем и существующих конструкций сцепление находится не на ведущем валу, а на ведомом. Это существенно снижает нагрузки при

включении сцепления из-за меньших окружных скоростей и большей площади контакта, так как сцепление выполнено дисковым и имеет два независимых сцепления. Одно из них кинематически связано с двигателем, а другое с колесом. Включение первого сцепления (I) происходит автоматическипосредством центробежных грузов. Это дает возможность регулирования момента включения сцепления при оборотах двигателя, соответствующих максимальному крутящему моменту, что важно для улучшения динамики разгона мототранспортного средства. Второе сцепление (II) включается также автоматически после того, когда скорость мототранспортного средства достигает определенной скорости, что позволяет завести мототранспортное средство с хода. Важной особенностью также является то, что охлаждение дисков сцепления более эффективно, чем колодочное. Кинематическая схема автоматического кяино-ременного вариатора представлена на рис!.

5

Л

Рис.1

При поступательном перемещении мототранспортного средства в период изменения передаточного отношения вариатора, податливость его основных звеньев не учитывалась и вариатор принят идеальным, т.е. без учета потерь скольжения, считая ремень гиокои. невесомой, нерастяжи-

МОИ ЧИ^ЪЮ Тогдч СИСТСМЗ. ч^УПСТ 1 *МСТЪ СТ^ПСНЬ СГлС^ОТХоТ Т^СГГ^ТЦ

ческое исследование разгона мототранспортного средства с автоматическим клиноременным вариатором выполнено с помощью уравнений Лагранжа второго рода.

При выводе уравнения поступательного движения мототранспортное средство заменяется эквивалентной механической системой материальных точек, состоящей из поступательно движущей массы всех деталей мототранспортного средства и часги масс, которые одновременно находятся в поступательном и вращательном движении.

Будем иметь дифференциальное уравнение второго рода

ш

ПР

ё X сИ2

= Т -Р

где шПР - приведенная масса мототранспортного средства с водителем, кг; Тк - движущая окружная сила на колесе, Н; Ис - сила сопротивления движению мототранспортного средства, Н. Здесь приведенная масса:

к к к

где т - масса мототранспортного средства с водителем, 1,и 12 - моменты инерции, приведенные к ведущему и ведомому валам вариатора соответственно, 1к - момент инерции колеса; ит и ир - передаточные отношения вариатора и редуктора соответственно; 11к - радиус колеса, м.

Окружная сила Тк на ведущем колесе определяется по выражению:

где Мд - крутящий момент двигателя, Нм; UT - передаточное отношение трансмиссии; ц - КПД трансмиссии; RK - радиус колеса, м

Аналитическая зависимость момента двигателя от средней угловой скорости M-, = fÇra) получена аппроксимацией экспериментальной внешней скоростной характеристики двигателя полиномом четвертой степени по методу параболической интерполяции с оптимальным выбором узла.

Передаточное отношение вариатора UB = f(n) определяется динамическим равновесием центробежных сил от грузов нажимного устройства ведущего шкива и силы пружины, поджимающей диски ведомого шкива. При этом имеет место соотношение осевых сил вариатора

1-е,

где Э,, 82 - осевые силы прижатия дисков соответственно ведущего и ведомого шкивов, Н; © - коэффициент, учитывающий разность характера движения ремня на ведомом и ведущем шкивах.

Осевая составляющая от центробежной силы грузиков на ведущем шкиве определяется:

Si =mul-zr

ЗГ-П| 10"

\2

АЦ1

ctg(y,),

где тЦ! - масса центробежных грузов на ведущем валу, кг; г, - число центробежных грузов на ведущем валу; гЦ) - текущий радиус расположения центров масс центробежных грузов на ведущем валу, м;у, -угол наклона направляющих центробежных грузов на ведущем шкиве, град.

На ведомом валу осевая сила прижатия создается пружиной и определяется*

^2 = ^2.0 + С' Х2,

где 320 - предварительное натяжение пружины вариатора, Н; С - жесткость пружины, Н/мм.; х2 - линейное перемещение пружины, мм.

Жесткость для цилиндрической винтовой пружины определяется известным выражением:

с- ^

8'ПМга,

где О - модуль упругости второго рода, Н/мм2; <1 - диаметр проволоки пружины, мм; О - средний диаметр пружины, мм; ¡ПР - число рабочих витков пружины.

Коэффициент полезного действия клиноременного вариатора, помимо многих других факторов, зависите основном от крутящего момента двигателя, передаточного отношения вариатора и является функцией двух переменных г)Р=^М, ,11,). Аналитическая зависимость КПД от этих переменных получена на основании обобщения результатов экспериментальных исследований Для построения аппроксимирующей функции ,Пр= Г(М,ив) используется полином в виде:

г|Р = Ь1х, + Ь2х2,

где Ь, и Ь2-коэффициенты регрессии; х, = ;х2 = ивтах-ив.

М11мх '

Числовые значения Ъ, и Ь2 находим методом наименьших квадратов. в основе которого положено требование минимизации квадратов отклонений результатов измерений от линии регрессии:

или

min {u = I(r|oi-rtpi)2}; min {u = S(^oi-b1xlj-b2x2i)2}.

Как известно, минимум данной функции будет иметь место при равенстве нулю частных производных по переменным Ь, и Ь,' :

5и

дЪ

■^•ifai-b^H-Va)-^ =0;

i

ди_

9b,

= -2-S(rioi-b1xIi-b2x2i)-x2i =0.

Раскрывая скобки, после преобразований получаем:

Ь^х^+Ь^ХцХ^Ех,, ?!„.,; Ь,£ хп х2| + Ь2£ х22 = £ хи г|ы.

Решая эту систему, находим:

b =,feX2.-^Xliîl0i~^XliX2i-IX2iTl0i).

fex^)2~(i:xux2i)2 '

b2 =

/v \ f Y А

V 2X2i /

■b,.

Для расчетов b, и b, используем опытные данные.

В результате получена следующая зависимость для определения КПД автоматического клиноременного вариатора

■ =0.87-^--0.04.(иВюах-ив),

■ М1ив ■ .

где UBmm-максимальноепередаточноеотношешевариатора; Mlmax -максимальныйкрутящий момент двигателя, Нм,ивиМ, - текущие значения.

Сила сопротивления движению мокика Fc, как известно, складывается из сил сопротивления качению колес, продольной составляющей веса из-за наклона дороги и аэродинамических сил:

Fc = m • g • f k + m ■ g • sin a + 0.5 • p ■ С x • П - V 2,

где g - ускорение свободного падения, м/с2; fk - коэффициент сопротивления качению колес; а - угол подъема дороги, град; р - плотность воздуха, кг/м3; Сх - функция лобового сопротивления; П - лобовая площадь мототранспорта, м2; V-скорость мокика, км/ч.

На основе полученных зависимостей разработана программа тя-гово-динамического расчета. Программа предусматривает автоматическое изменение структуры уравнения движения в зависимости от режимов работы вариатора. Решение уравнения движения для различных режимов работы позволяет получить достаточно полную характеристику работы как вариатора, так и всего мототранспортного средства.

Программа расчета предусматривает определение перемещений подвижных дисков ведущего и ведомого шкивов х,, х2, передаточного отношения UB, окружной силы Р, эффективных осевых сил на шкивах вариатора К, и К2, осевых сил, развиваемых нажимными устройствами ведущего и ведомого шкивов S, и S2, коэффициента тяги вариатора % относительных осевых сил У, и Y2, их соотношения 0, КПД трансмиссии, а также параметров, характеризующих работу транспортного средства - его скорость V, ускорение а, тяговое усилие на колесе Тк и силу дорожного сопротивления Fc.

В третьей главе формулируется задача оптимизации параметров трансмиссии, которые оказываю 1 иирсдслхющссымянис на гягово-динамические качества мототранепортпого средства. Для определения оптимальных параметров трансмиссии используется метод Нелдера и Мида минимизации нелинейной функции при наличии ограничений по деформируемому многограннику с использованием метода скользящего допуска. Так как получение стабильной внешней скоростной характеристики двигателя в массовом производстве связано с большими трудностями, а наиболее существенное влияние на динамику разгона оказывают отклонения в характеристике двигателя и в настройке клиноременного вариатора, то оптимизация параметров, влияющих на динамику разгона, в первую очередь направлена на поиск допусков на найденные параметры автоматики и отклонения внешней скоростной характеристики двигателя. Объектом исследования были максимально возможные отклонения на основные характеристики деталей, участвующих в процессе вариации передаточного отношения и включения муфт сцепления: массы центробежных грузов на ведущем и ведомом валах и пружин сцепления и вариатора при заниженной, по сравнению с базовой, силовой характеристикой двигателя. Базовая характеристика д вигателя получена специальной доводкой ДВС на испытательном стенде.

Целевой функцией для нахождения допусков является время разгона мокика до заданной скорости V, км/ч.

Ограничениями здесь являются:

-частота коленчатого вала, при которой включается муфта сцепления, должна соответствовать максимальному крутящему моменту двигателя;

- начальное поджат ие пружины вариатора;

премг. разгон?. мокнк?. дп <"к-прпоти V км/ч ппи чтле наклона до-г.лг;тг.- гг.г.п: ^ол^кно быть меболеезад?лшого вредил? разгона ис.

Разработаны алгоритм и программа расчета оптимальных конструктивных параметров автоматического клиноременного вариатора.

В четвертой главе приведена методика выбора параметров автоматической трансмиссии мокика при тягово-динамическом расчете.

Методика выбора параметров и ключам ь себя.

- объединенный расчет системы автоматического регулирования при зад анном законе изменения передаточного отношения клиноременного вари-аторавкупсстягово-дашамическим расчетом мототранспортного средства:

- рекомендации по выбору конструктивных параметров автоматического клиноременного вариатора мототранспортных средств;

-оптимизацию основных параметров автоматического клиноременного вариатора.

На основе разработанной методики выбора параметров автоматической трансмиссии при тягово-динамическом расчете был рассмотрен пример проектирования и определения оптимальных параметров мокика с рабочим объемом двигателя 50см3 и автоматическим клиноремен-ным вариатором в трансмиссии. По результатам расчета динамики разгона мокика и оптимизации основных параметров вариатора определены силовые и кинематические характеристики трансмиссии: перемещения подвижных дисков ведущего и ведомого шкивов х,, х2, передаточное отношение и„, окружная сила Р, эффективные осевые силы на шкивах вариатора К, и К2, осевые силы, развиваемые нажимными устрой-

ствами ведущего и ведомого шкивов Б! и 52, коэффициент тяги вариатора х¥, относительные осевые силы У, и У,, их соотношение В, К11Д трансмиссии, а также параметры, характеризующие раооту транспортного

ЛИП^ЛТЛП »ТТ* *Л ТЧТП/* О < (I М 14» > I * ^^ Ы

^^М1»1*"* > и,..«,.,.^--Г!.. Г.-------К"*

силу дорожного сопротивления Рс.

В пятой главе поставлены зйдачи экспериментальных исследований, дано описание конструкции опытно- промышленного обрязпа автоматического клиноременного вариатора для мокика, приведены методика и результаты эксперимента. Решались следующие основные задачи, обусловленные содержанием теоретической части работы:

а) создание опытного образца автоматического клиноременного вариатора для мокика;

б) определение КПД автоматического клиноременного вариатора;

в) стендовые и дорожные испытания мокика с автоматическим клиноременным вариатором и автоматической муфтой сцепления.

Решение поставленных задач представляет собой экспериментальную проверку соответствия разработанной математической модели реальному объекту исследования. Для проведения экспериментальных исследований был спроектирован и изготовлен по предложенной схеме опытный образец мокика с автоматическим клиноременным вариатором. Клиноременный вариатор выполнен по схеме с постоянным межцентровым расстоянием и. с двумя раздвижными шкивами с понижающим редуктором. Автоматическое сцепление является двойным.

ив

3500 4000 4500 5030 5250 5500 5700

5800 6000 6125 П1, об/М1Н

Рис.2

п1, об/мин

— о— эксп ■ — о» ■ расч

Рис.3

Рис.4

Рис.5

При определении КПД автоматического клиноременного вариатора во время экспериментальных исследований измерялись следующие 1ярам(>трк1- М; - крутящий момент на ведущем шкиве; п,- частота вращения ведущего шкивап,; Мт-крутящий момент на ведомом валу; пт-тстота вращения на ведомом валу.

Обработка таблиц опытных данных проводилась известными ста-:истическими методами. Построенные графики экспериментальной и теоретической зависимостей показаны на рис.2,З.Теоретическая зави-;имость строилась по результатам расчетов на персональном компьюте->е с использованием разработанной программы.

Из сравнения теоретических и экспериментальных результатов шдно, что достигнута удовлетворительная сходимость результатов в пределах 4-12 %).

При проведении стендовых и дорожных испытаний решалась задача экспериментального исследования динамики разгона опытного образца мокика с автоматическим клиноременным вариатором в трансмис-;ии.

Экспериментальные исследования опытного образца мокика про-зедены на стенде производства фирмы "Schenk" Германия в лаборатории СКВ ОАО "Завод имени В. А.Дегтярева" г.Коврова.

Мокик с автоматическим клиноременным вариатором устанавли-зался на стенде. На беговой барабан стенда, при помощи компьютера, вдавались параметры сил сопротивления движению. Устанавливались датчики замера частот вращения шкивов клиноременного вариатора. Частота вращения ведущего шкива, основного и пускового сцепления 5амерялись цифровым тахометром, тахометром 5586 и тахогенератором ГГП-3. Показания приборов записывались иа магнитограф 7003ФБиК, а

затем выводились на самописец 2107. Скорость записи показаний тарировалась по времени. Осуществлялась обработка результатов язмсрсний. На рис.4 показаны графики изменения частот вращения ведущего (кривая 1), основного (кривая 2) и пускового5 (кривая 3) сцеплений. Пусковое сцепление через понижающий редуктор кинематически связано с колесом. Таким образом подсчитывалась скорость мокика на промежутке времени. Построенный график V = Г(I) экспериментальной зависимости показан на рис.5 (кривая 1).

При дорожных испытаниях определялись характеристики разгона мокика на измерительном участке при разгоне с места до скорости 50 км/ч. Разгон осуществлялся при резком и полном открытии дроссельной заслонки карбюратора. График V = Г(0 экспериментальной зависимости при дорожных испытаниях показан на рис.5 (кривая 2). График V = Г(0 теоретической зависимости рис.5 (кривая 3) строился по результатам расчета. Сравнение теоретических и экспериментальных результатов показало, что достигнута удовлетворительная сходимость результатов (в пределах 5 -10%).

Выводы, результаты работы

1. Сформулированы требования к мототранспортным средствам с объемом двигателя 50см3 и автоматическим клиноременным вариатором в трансмиссии. Определены наиболее перспективные их схемы.

2. Разработанная математическая модель и методика тягово-дина-мического расчета мототранспортного средства с автоматическим кли-но-ременным вариатором позволяет на этапе проектирования выбрать оптимальные параметры клиноременного вариатора. Модель реализована в виде программы на ЭВМ.

3. На основании обобщения результатов экспериментальных исследований полу чена зависимость КПД клиноременного вариатора от изменения крутящего момента I* передаточного отношения.

4. Разработана методика выбора параметров автоматической трансмиссии мокика при тягово-динамическом расчете.

5. По результатам расчета определено влияние основных конструктивных параметров клиноременного вариатора на динамику разгона.

6. Разработаны алгоритм и программа оптимизации основных параметров клиноременного вариатора на ЭВМ по критериям - максимально возможные отклонения на основные характеристики деталей, участвующих в процессе вариации передаточного отношения и включения муфты сцепления.

7. Проведенные экспериментальные исследования опытного образца мокика с автоматическим клиноременным вариатором подтвердили основные положения теоретической части работы и достаточное соответствие разработанной математической модели реальным образцам.

8. Проведенные теоретические и экспериментальные исследования содержат рекомендации и данные, необходимые для разработки автоматических клиноременных вариаторов мототранспортных средств с объемом двигателя до 100см3, а также позволяют обоснованно подойти к проектированию промышленных образцов.

9. Результаты теоретических и экспериментальных исследований использовались при разработке, испытании и внедрении в производство мокика с автоматическим клиноременным вариатором в трансмиссии.

Основное содержание диссертации изложено в следующих работал.

! ВоркуевС А /Зяппяткин A.A..РябовГ.К.. АверъяновС.С..Михеев С.С., Ширягин В.В. Исследование динамики автоматического кли-ноременного вариатора мототранспортного средства//Тезисы докладов первой международной научно-технической конференции по бесступенчатым передачам, приводным механизмам и промысловому оборудованию.- Калининград, 1997.

2. Заплаткин A.A., Михеев С.С. Экспериментальное исследование автоматического клиноременного вариатора мокика // Тезисы докладов V научно-практического семинара "Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей ДВС". - Владимир, 1995. -С. 152.

3. Михеев С.С. Конструктивные особенности автоматической трансмиссии мокика // Тезисы докладов первой международной научно-технической конференции по бесступенчатым передачам, приводным механизмам и промысловому оборудованию. - Калининград, 1997. - С.30.

4. Михеев С.С., Рябов Г.К., Терновой A.B. Экспериментальное исследование бесступенчатой автоматической трансмиссии // Материалы XVII научно-технической и научно-методической конференции. - Ковров, 1995. -С.40.

5. Михеев С.С., Рябов Г.К., Терновой A.B. Разработка метода тяго-во-динамического расчета мототранспорта с автоматической трансмиссией // Материалы XVII научно-технической и научно-методической конференции. -Ковров, 1995. -С.42.

6. Михеев С.С., Ширягин В.В., Воронцов A.A. Эксплуатационные свойства МТС с автоматической трансмиссией //Тезисы докладов пер-

вой международной научно-технической конференции по бесступенчатым передачам, приводным механизмам и промысловому оборудованию. Калининград, ¡997. -С.31.

7. Панов В.В., Белов В.В., Заплаткин A.A., Михеев С,С., Ледащев В.Ф. Результаты исследования двигателя для микромотоцикла // Тезисы докладов V научно-практического семинара "Совершенствование мощностных, экономи-ческих и экологических показателей ДВС". - Владимир, 1995. -С.28.

8. Рябов Г.К., Михеев С.С., Наумов Д.В. О тягово-динамическом расчете и оптимизации параметров мокика. Известия вузов №7 - 9. -М.: Машиностроение, 1995.-С.87-91

Изд. лиц № 020354 от 05.06.97г. Подписано в печать 20.11.98г. Формат 60 х 84/16. Бумага писчая № 1. Гарнитура "Тайме". Печать офсетная. Усл. печ.л. 1,39. Уч.-изд. л. 1,23. Тираж 60 экз. Заказ 196.

Ковровская государственная технологическая академия. 601910, Ковров, ул. Маяковского, 19.

На правах рукописи

ИВАНОВ АНДРЕЙ ГЕННАДЬЕВИЧ

СНИЖЕНИЕ ВИБРАЦИЙ В ПОДВИЖНЫХ КОНСТРУКЦИЯХ С АВТОБАЛАНСИРУЮЩИМ УСТРОЙСТВОМ И КОРРЕКТИРУЮЩЕЙ МАССОЙ-

ЖИДКОСТЬЮ

Специальность 05.02.02 - машиноведение и детали машин

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Казань-1998

Работа выполнена в Казанском государственном техническом университете имени А.Н. Туполева и Чувашском государственном педагогическом университете имени И.Я. Яковлева.

Научные руководители: Член-корреспондент АН Татарстана,

доктор физико-математических наук, профессор Паймушин В. Н., академик НАНИ ЧР,

доктор химических наук, профессор Скворцов В. Г.

Официальные оппоненты: Член-корреспондент АН Татарстана,

доктор физико-математических наук, профессор Иванов В. А.,

доктор физико-математических наук, профессор Голованов А. И.

Ведущее предприятие: АО "НИИТурбокомпрессор"

Защита состоится " ЛЕкЛБрЗ 1998 года в ^ часов на заседании диссертационного Совета К 063.37.05 в Казанском государственном технологическом университете по адресу: 420015, г. Казань, ул. К. Маркса, д. 68.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке КГТУ.

Отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенных печатью, просим направлять по адресу: 420015, г. Казань, ул. К.Маркса, д. 68, диссертационный Совет К 063.37.05

Автореферат разослан " ^ " ^ОЗьрЯ 1998 г.

Ученый секретарь диссертационного Совета К 063.37.05,

кандидат технических наук, доцент

'М.Б.Хадиев

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Подвижные конструкции с автобалансирующим устройством широко используются в бытовых стиральных автоматических, полуавтоматических машинах, центрифугах. С учетом мировой практики в настоящее время наиболее перспективными являются модели автоматических стиральных машин с вертикальной осью вращения, совмещающих в одном барабане процессы стирки и центробежного отжима. Такие стиральные машины позволяют максимально автоматизировать процесс обработки белья и сократить время работы оператора. Однако их эксплуатационные показатели не отвечают современным требованиям, ибо:

- угловая скорость движения ротора во время центрифугирования недостаточна для обеспечения качественного отжима белья;

- наблюдается высокий уровень вибраций в режиме отжима, обусловленных большой неуравновешенностью загрузки (дебалансом);

- в основных узлах стиральной машины действуют большие динамические усилия, снижающие их прочность, надежность и долговечность.

Анализируя состояние рынка отечественных бытовых стиральных машин, можно отметить довольно низкий их потребительский уровень по следующим критериям: металлоемкости, динамическим нагрузкам, вибрации в основных узлах, надежности. Практика эксплуатации полуавтоматической стирально-отжимной машины "Волга-11 А" показала, что в процессе выполнения центробежного отжима белья имеют место значительные вибрации как вращающегося барабана, так и всей машины в целом. В некоторых случаях из-за значительной неуравновешенности барабана с бельем амплитуды его колебаний возрастают до таких значений, что происходит срабатывание блокировочного выключателя, и машина останавливается. Это не позволяет осуществить выпуск машины серии "Волга" в варианте с автоматическим управлением.

В настоящей работе рассматривается проблема виброзащиты подвижных конструкций в бытовых стиральных машинах с вертикальной осью вращения с использованием устройства гашения их колебаний, имеющего оптимальную по способности противостоять действию дебаланса конструкцию маятниковой подвески, а также автобалансирующее устройство со свободным перемещением корректирующей массы-жидкости.

Цель работы. Исследовать динамику подвижных конструкций бытовых стиральных машин с вертикальной осью вращения, разработать способ снижения их вибраций на этапах разгона барабана и установившегося вращения.

Методы исследований. В данной работе использовались математическое моделирование на ПЭВМ и экспериментальные методы исследований. Математическое моделирование осуществлялось на основе разработанной модели, описывающей колебания внутренней части стиральной машины. Экспериментальные исследования проводились по разработанной методике на серийной бытовой полуавтоматической стиральной машине "Волга-11А". Алгоритм расчета оптимальных параметров предлагаемого устройства основан на использовании системы дифференциальных уравнений и анализа кинематических и динамических моделей взаимодействия элементов конструкции стиральной машины.

Задачи исследований. Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие задачи:

1. Разработать математическую модель подвижной конструкции бытовой стиральной машины с вертикальной осью вращения. Провести кинематический и динамический анализ этой модели, определить оптимальные ее параметры для повышения динамической устойчивости подвижной конструкции стиральной машины.

2. Провести экспериментальные исследования кинематических и динамических моделей взаимодействия элементов подвижной конструкции бытовой стиральной машины "Волга-11 А" во время выполнения отжима белья.

3. Разработать устройство гашения колебаний внутренней части и корпуса стиральной машины, содержащее автобалансирующее устройство с корректирующей массой-жидкостью.

4. Разработать конструкцию автобалансирующего устройства, имеющего во внутренней полости жидкости - растворы высокой плотности.

5. Провести подбор жидкостей для заполнения внутренней полости автобалансирующего устройства.

6. Разработать программное обеспечение для выбора оптимальных параметров устройства гашения колебания внутренней подвижной части и корпуса бытовой стиральной машины с вертикальной осью вращения.

Научная новизна. Разработана математическая модель, описывающая пространственные колебания внутренней части и корпуса стиральной машины с вертикальной осью вращения, определены оптимальные параметры модели, характеризующие динамическую устойчивость конструкции машины.

На основе предложенного экспериментального метода исследования подвижной конструкции бытовой стиральной машины с вертикальной осью вра-

цения определены условия для эффективного гашения колебаний внутренней [асти и корпуса стиральной машины. Описаны основные модернизации юдвижной конструкции стиральных машин такого типа.

Разработана конструкция устройства гашения колебаний внутренней части и :орпуса стиральной машины, содержащего балансировочное кольцо со вободным перемещением корректирующей массы-жидкости. Предложен и [спользован алгоритм по выбору оптимальных параметров этого устройства, впервые подобран ряд растворов высокой плотности для заполнения внутрен-[ей полости автобалансирующего устройства и определена модернизация инструкций автобалансирующих устройств с вертикальной осью вращения.

Разработано программное обеспечение для исследования и анализа кинема-ических и динамических моделей взаимодействия элементов подвижной кон-трукции стиральной машины с вертикальной осью вращения.

Практическая ценность. Проведенные исследования показали эффективность федпагаемого устройства гашения колебаний внутренней части и корпуса стильной машины при использовании его в конструкциях отечественных быто-ых стиральных машин с вертикальной осью вращения серий "Волга", "При-юрье", "Иволга", "Алтай-Электрон". Реализация подвески и модерни-ированного балансировочного кольца в стиральной машине серии "Волга" юзволила на этапе разгона барабана и установившегося вращения повысить на 10% способность внутренней подвижной части сопротивляться действию (ентробежной силы инерции, приложенной к дебалансной массе, в 2 раза снижаются вибрации корпуса стиральной машины и шумы. Предложенные модер-[изации в рамках технологии серийно выпускаемых стиральных машин и [ентрифуг с вертикальной осью вращения, значительно упрощают конструк-;ию последних, снижают их материалоемкость и позволяют увеличивать корости центрифугирования.

Реализация работы в промышленности. Данная работа представляет собой асть научно-исследовательских и конструкторских разработок, проводимых с .елью модернизации серийной бытовой полуавтоматической стиральной гашины серии "Волга", а также создания бытовой автоматической машины той серии. Внедрено 4 рационализаторских предложения по изменению онструкции этих машин на ПО им. В.И. Чапаева (г.Чебоксары).

Апробация работы. Основные положения и результаты диссертационной аботы докладывались на Всероссийской научной конференции "Электротех-ология: сегодня и завтра" (г.Чебоксары, 1997), на Всероссийской научно-рактической конференции "75 лет Госсанэпидслужбы России" (г.Чебоксары, 997), научно-технических конференциях ЧГУ им. И.Н. Ульянова и ЧГПУ им. [.Я. Яковлева.

Публикации. По теме диссертационной работы имеется 10 печатных работ, 3 положительных решения на выдачу патентов Российской Федерации на изобретения.

Объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, пяти глав, заключения, списка литературы и приложения. Работа изложена на 181 странице машинописного текста, содержащего 4 таблицы, 53 рисунка. Список литературы включает 180 нименований. В приложении представлены решения патентной экспертизы о выдаче патентов РФ на изобретения, листинг разработанного программного обеспечения, 5 рисунков.

КРАТКОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность исследуемой проблемы, определена цель исследований, дана характеристика исследуемого способа снижения вибраций подвижных конструкций и корпуса стиральных машин, сформулирована научная новизна, описаны структура и объем работы.

Первая глава диссертации носит обзорно-постановочный характер и состоит из четырех разделов. В первом разделе рассматриваются основные параметры технологического процесса в исследуемой проблеме -центрифугирования и дана его характеристика. Производительность этого процесса и его параметры обусловливаются повышением угловой скорости движения отжимного резервуара. Цикл отжима состоит из двух этапов. Первый этап - разгон отжимного резервуара (барабана) в стирально-отжимных машинах, ротора в центрифугах до скорости установившегося вращения. Второй этап - установившееся вращение барабана. Для каждого из этапов динамические нагрузки и амплитуды колебаний внутренней части отжимного устройства из-за наличия дебаланса вращающейся части различны и зависят от конструкции этого устройства. До настоящего времени характер таких нагрузок в большинстве подвижных конструкций с вертикальной осью вращения ротора полно и до конца не изучен. Исследования в этой области представлены в работах И.И. Блехмана, И.И. Быховского, Ф.М. Диментберга, А. А. Куинджи, В. А. Минаева-Цикановского, В.П. Ройзмана, Т. Maliszewski и других авторов. На практике большинство подвижных конструкций сложны, не обладают достаточной надежностью, реализованы с использованием противовесов и требуют существенных изменений серийных технологий.

Во втором разделе рассмотрены различные конструкции отжимных устройств с вертикально-осевым вращением ротора: по характеру подвески ( одноопорные, трехопорные, четырехопорные, с плавающей под-

веской); по типу автобалансирующих устройств; по способу передачи крутящего момента основного вращательного движения ротора (с прямой передачей со встроенным электродвигателем, с промежуточной передачей с вынесенным электродвигателем), по типу электропривода (синхронный, ассинхронный).

Во третьем разделе приведен обзор отжимных устройств с подвеской внутренних подвижных частей на шарнирных опорах-растяжках. Отмечено, что отжимные устройства с 2-х и 4-х опорной подвеской характеризуются тем, что подвижная конструкция стиральной машины удерживается в устойчивом статическом положении за счет дополнительных приспособлений. Для таких устройств характерны наклонные колебания центральной оси барабана. Для повышения устойчивости 2-х опорной внутренней части центр ее тяжести ориентируют выше точки ее подвеса к нижним концам опор-растяжек.

Общим недостатком 4-х опорных отжимных устройств является крепление опор к нижней области внутренней подвижной части и ориентирование шарнирных опор-растяжек под углом к вертикали, что увеличивает вибрации в отжимном устройстве и вероятность принудительной остановки центрифугирования. Существенными недостатками 3-х опорной подвески являются большие металлоемкость конструкции и площадь, занимаемая отжимным устройством.

В четвертом разделе приведен обзор автобалансирующих устройств со свободным перемещением корректирующей массы. Они являются регуляторами прямого действия, так как в них корректирующая масса создает дополнительное для балансировки ротора усилие. Простота конструкции делает целесообразным их применение. В качестве корректирующей массы используются жидкости, стеклянные или металлические шарики, маятники и другие элементы.

Во пятом разделе даются выводы, в которых отмечается актуальность разработки устройства гашения колебаний внутренней части бытовых стиральных машин с вертикальной осью вращения и автобалансирующим устройством со свободным перемещением корректирующей массы-жидкости. Существующие подвижные конструкции отечественных стиральных машин не позволяют повышать скорость центрифугирования из-за наличия сильного дебаланса, вибраций корпуса и внутренней части последних, и обладают низкими эксплуатационными качествами и надежностью. Исходя из приведенного выше анализа сформулированы задачи исследования.

Вторая глава посвящена разработке математической модели

стиральной машины с центробежным отжимом. Сформулируем допущения при выборе расчетной схемы:

1. Корпус стиральной машины или отжимного устройства неподвижен.

2. Координаты, описывающие движение внутренней части стиральной машины, являются величинами, в пределах которых упругие и диссипативные характеристики подвескии изменяются по линейному закону.

3. Рассматриваем квазистационарные процессы и считаем, что на этапе установившегося движения угловая скорость вращения отжимного резервуара является постоянной.

4. Массу, момент инерции загрузки и дебаланс вращающейся части стиральной машины на этапе установившегося вращения барабана допускаем постоянными. Считаем, что дебалансная масса жестко закреплена на стенке барабана и при вращениии она воздействует на стенку барабана под влиянием центробежных сил инерции.

Рис.1. Обобщенная модель бытовой стиральной машины с вертикальной осью вращения: 1 - корпус, 2 - внешний неподвижный бак, 3 - отжимной резервуар (барабан), 4 - электродвигатель, 5 - дебалансная масса, 6 -шарнирная опора-растяжка, 7 - автобалансирующее устройство

Математическая модель, описывающая пространственные колебания внутренней части и корпуса стиральной машины с вертикальной осью вращения на этапе разгона барабана, имеет вид:

4 А

J^a + им + т z g{l + z) sin а • cos юг + Z Мадис + Z Ма>лр=

¡=i ¡=i

= [mocoVo • cos at + moáro ■ sin oí] • eos cor • (/ + z) • eos а; (1)

... . 4 4

Jy^p + иф + m z g\l + z) • sin (3 • sin coi + Z Mpduc + Z MmP =

¡=i ¡=i

= [/nooVo • sin rat + mocara • eos raí] • sin <of • (/ + z) • cos P; (2)

4 4

mz'z + Eczi- z + Zfe ■ ¿ = mz®2(l+ z) + moo2ro- eos ©í sin а +

+moéro ■ sin сoí • sin p; (3)

4 4

Jr g + +Z Myduc + Z Myynp = ' 1=1 1=1

= [mo©2ro • eos ©í + moéro • sin coi] • (/ + z) ■ cos q; (4)

..4 4

/Zjc& + +Z Mxduc + Z Mxynp = ¡=1 1=1

= [mo©2ro •sin raí + moáro • eos raí] • (/ + z) • eos 9, (5)

где а, p, z, q , 9 - координаты определяющие положение внутренней подвижной части в пространстве; Jz- момент инерции внутренней подвижной части относительно оси, проходящей через точку маятникового подвеса;

4 4 4 4

Z Ма„ис, ЛМаупр, Z А/р„цс, Z Мрупр - суммарные диссипативный и упругий ¡»i í=i ¡=1 /=1

моменты, противодействующие внешней возмущающей силе; со- угловая скорость вращения барабана в режиме отжима; I- длина маятникового подвеса внутренней подвижной части; g- ускорение под действием силы

4 4

тяжести; ZCz¡- суммарный упругий коэффициент в направлении оси z; Zbz¡-i=l i=l

суммарный диссипативный коэффициент в направлении оси z; mz- масса всей внутренней подвижной части; то - дебалансная масса;

4 4 4 4

Z МудисТ. Муупр Мппр х Мх „ас - суммарные упругий и диссипативный

Í=I /=1 /=1 í=i

моменты, противодействующие наклонному движению барабана; JZy- момент инерции внутренней подвижной части относительно оси, проходящей через центр тяжести и параллельной оси у; JXx - момент инерции внутренней подвижной части относительно оси, проходящей через центр тяжести и парал-

дельной оси х; МЬцвд - коэффициенты, характеризующие трение в шарнирном сочленении опор-растяжек с корпусом стиральной машины; го - радиус размещения дебалансной массы. Дифференциальные уравнения (1-5) предполагают возможность параметрического резонанса из-за изменяющейся длины маятниковой подвески (l+z), которую можно принять постоянной, обеспечив условие нерастяжимости штоков.

Для исследования нестационарных процессов разгона и торможения, этапа установившегося вращения барабана рассмотрено неравномерное вращение дебаланса. Основным недостатком известных схем подвески является недостаточная виброизоляция корпуса при значительных размахах колебаний при большой жесткости упругих элементов (в окрестностях коэффициента неупругого колебания у=1 и у=3). Особенности данной колебательной системы, при неравномерном вращении дебаланса, рассмотрены в работах И.И. Блехмана, И.И. Быховского, В.В. Болотина, М.З. Козловского, Ю.М. Копнина, C.S Hsu, Т. Jwatsubo, Т.Н. Lee.

Для учета динамических характеристик корпуса стиральной машины, выполняется оценка амплитуды поперечных и продольных его колебаний на основе матричных алгоритмов, изложенных в работах В. А. Ивовича, В.Я. Онищенко.

В третьей главе приводится описание предлагаемого устройства гашения колебаний внутренней части и корпуса стиральных машин с вертикальной осью вращения как оптимального варианта реализации математической модели. Это устройство содержит балансировочное кольцо, входящее в состав внутренней подвижной части и создающее стабилизирующий момент инерции при быстром вращении, которое установлено в верхней части отжимного резервуара. Устройство решает задачу снижения вибраций корпуса стиральной машины в режиме установившегося вращения барабана и повышения способности подвижной конструкции противостоять действию дебалансной силы на этапе его разгона. Сущность устройства заключается в том, что оно содержит 2 или 4 опоры-растяжки, которые ориентированы в пространстве вертикально, причем нижний их конец соединен с внутренней подвижной частью выше центра тяжести этой части. Устройство может содержать в качестве подвесного элемента не только опору-растяжку, но и цепь, трос, стержень. В последнем варианте отсутствуют демфирующие элементы, содержащиеся в опорах-растяжках.

Сокращение числа опор-растяжек уменьшает вибрации корпуса стиральной машины на этапе установившегося вращения, так как сокращается число связей между корпусом и внутренней подвижной частью стиральной машины.

На рис.2 представлен общий вид устройства, позиции обозначают: корпус - 1, опоры-растяжки - 2, внутренняя подвижная часть - 3, отжимной резервуар (барабан) - 4, балансировочное кольцо - 5.

На рис.3 показаны статическое положение и кинематика внутренней подвижной части при вертикальном расположении опор-растяжек. При включении двигателя на этапе разгона отжимного резервуара под действием дебалансной силы Р де6, возникающей из-за неравномерной загрузки белья в барабане происходит поступательное движение внутренней подвижной части от положения равновесия на величину А.

О а .их

N4 К

(

и-и

Рис.2. Устройство гашения колебаний внутренней части и корпуса стиральной машины с вертикальной осью вращения

Рис.3. Статика и кинематика подвижной конструкции при вертикальном расположении опор-растяжек: а - ось стиральной машины; Ъ -ось барабана; .? - вектор поступательного движения; со - угловая скорость вращения барбана; Ь - высота подьема; ц. т. - центр тяжести; А - отклонение; т.О - точка верхнего шарнирного сочленения опор-растяжек с корпусом; т. В, т. С. - точки нижнего шарнирного сочленения опор-растяжек с внутренней подвижной частью

Так как шарнирные опоры-растяжки расположены вертикально, то она совершает поступательное движение s без наклонов. По способности противостоять действию дебалансной силы ее ресурс определяется расстоянием L между верхним ее краем и стенкой корпуса. Такое устройство является оптимальным с точки зрения исчерпания ресурса L, когда произойдет касание внутренней части о стенку корпуса. При быстром вращении барабана стабилизирующий момент инерции балансировочного кольца уменьшает колебания внутренней подвижной части за счет гироскопического эффекта. Происходит согласование поступательною движения внутренней подвижной части со стабилизирующим действием на нее автобалансировки. Таким образом, на этапе установившегося вращения отжимного резервуара происходит эффективное гашение вибраций внутренней части и корпуса стиральной машины.

Автобалансирующее устройство работает на принципе автоматического перераспределения корректирующей массы, также как и шариковое балансировочное кольцо. Но оно изготавливается в рамках технологии серийных устройств и не создает дополнительного шума. Радиальные перегородки внутри автобалансирующего устройства имеют значительно меньшую ширину для свободного перемещения жидкости во внутренней полости кольца. Устройство заполняется на 50-60% объема внутренней полости жидкостью (раствором) с более высокой плотностью, чем раствор NaCl. На рис.4 представлен поперечный разрез А-А предлагаемого автобалансирующего устройства.

sor. 3:

Гю

f~2c „

Рис. 4. Автобалансирующее устройство со свободным перемещением корректирующей массы-жидкости

Оценена эффективность противодействия дебалансу с использованием корректирующей массы - жидкости (раствора) с высокой плотностью по сравнению с раствором ИаС1 различной концентрации. Геометрические размеры устройства брались с учетом его установки в стиральную машину типа СМП-2. Анализируя соотношение максимально допустимого дебаланса внутренней подвижной части и геометрических размеров балансировочного

кольца и, учитывая полное перетекание жидкости как корректирующей массы, эксцентриситет I внутренней подвижной части стремится к нулю, когда плотность жидкости ря: 1,355-103 кг/м3. Учитывая максимальную расчетную величину дебаланса для машин типа СМП-2, создали условную линейную шкалу оценки эффективности устройства для ряда измеренных значений плотностей некоторых растворов при 20°С, приведенных в табл.1.

_ _Таблица 1

Раствор Концентрация, % о Э Плотность, -10 кг/м

AgNCh 70 2,213

ZnCl2 70 1,962

КОН 52 1,799

KCr(S04)2 50 1,615

Fe2(S04)3 50 1,613

К2СО3 55 1,5673

Уменьшив концентрации растворов, можно получить плотность, сравнимую с расчетной. Предлагается 35%-ный раствор К2СО3 с плотностью 1,316-103 кг/м3. Можно применить и 20% раствор NaCl с плотностью 1,148-Ю3 кг/м3, однако предпочтителен раствор с более высокой плотностью. Условная шкала показана на рис.5, где могут быть определены растворы, значения плотностей которых входят в диапазон 1,000-103...1,316-103 кг/м3. Начальная точка этой шкалы соответствует нулевому значению эксцентриситета I, а конечная - I »0,0025 применению в качестве балансировочной жидкости дистиллированной воды.

1,319 1,284 1,248 1,213 1,177 1,142 1,106 1,071 1,036

□

35%К2СОз 20%NaCl 0,0025(1,000-103) кг/м3

0 (1,355-W3 кг/м3)

<-

е

эффективность —

ío

Рис. 5. Шкала оценки эффективности автобалансировки

Для оценки изменения момента инерции автобалансирующего устройства рассмотрено перемещение центра масс сечения жидкости А-А при 50%-ом заполнении внутреннего объема кольца на различных этапах

центробежного отжима (рис. 4). Центр масс жидкости за промежуток времени х совершает перемещение А', которое имеет зависимость, определяемую изменением радиуса дебаланса:

= (6) Г2с - радиус центра масс жидкости сечения А-А, г'гс- текущее значение радиуса центра масс сечения А-А, hic, h'ic - значения высоты центра масс сечения А-А. При разгоне барабана с постоянным угловым ускорением г (со=0 ... со=сОуСТ) момент инерции балансировочного кольца

У™ = Jx>...Ji, (7)

/И2(Г22 + Г202)

где У го =---, Ji- mi-

Г22 +

f В*

Г20 + — V 2

, Ш2 - масса раствора.

В конце главы составляется общая классификация колебательных систем бытовых стиральных машин с вертикальной осью вращения (рис.6). С точки зрения исчерпания ресурса L колебательная система I вида является наиболее выгодной, однако в таком виде она не используется ни в одной из существующих моделей бытовых стиральных машин. Стиральные машины Smart Drive GW500, Daewoo DWF5590DP, Nigbo, Hoover 2045, 2050, Fuzzy NA-F50Y5, Maytag, ASW-452T в первом приближении можно считать соответствующими колебательной системе I вида, так как у них угол наклона штоков подвесок невелик. Колебательные системы II и III видов являются неотъемлемой частью бытовых стиральных машин "Волга-11", "Приморье-10" и других отечественных моделей.

В четвертой главе приводится описание методик численного исследования, а также результаты выбора оптимальных параметров предлагаемого устройства, имеющего корпус, шарнирные опоры-растяжки, внутреннюю часть с вращающимся дебалансом. В качестве основных парметров устройства выбираются:

-длина опор-растяжек или других подвесных элементов (трос, цепь, стержень и т.п.);

-плотность раствора автобалансирующего устройства со свободным перемещением корректирующей масы-жидкости;

-объем заполнения внутренней полости автобалансирующего устройства;

-закон изменения момента инерции при разгоне барабана; -закон изменения крутящего момента на выходном валу электродвигателя во время разгона и торможения барабана; -механическая характеристика электропривода.

Колебательная система I вида А

Гдеб'

Лккразгно

Колебательная система II вида ь

Колебательная система III вида Рис. 6. Три вида колебательных систем стиральных машин с вертикальной осью вращения: а - ось стиральной машины; Ь - ось барабана; ? - вектор поступательного движения; И - высота подьема; Рдеб - дебалансная сила; Рз - сила реакции диафрагмы; Ш] - масса верхней половины внутренней подвижной части; Ш2 - масса нижней половины внутренней подвижной части; ш - дебалансная масса; Р - угол отклонения подвесок (опор-растяжек); а - угол наклона опор-растяжек; у - угол наклонного движения оси Ь.

Для анализа и решения дифференциальных и интегральных соотношениий разработанной математической модели численными методами разрабатывается программное обеспечение. Алгоритмы реализованы в среде программирования FoxPro. Работа проводилась на ПЭВМ Pentium-166.

При выборе оптимальной плотности раствора и определения закона изменения момента инерции автобалансирующего устройства оценивалась его

е

эффективность по показателю — (отношение эксцентриситета центра масс

ео

вращающихся частей при действии автобалансирующего устройства и без него). Дня этого варьировалось значение плотности раствора для заполнения внутренней полости балансировочного кольца и вводились геометрические характеристики устройства, рассматривалось перемещение жидкости внутри автобалансирующего устройства под действием центробежных сил инерции на этапе разгона автобалансирующего устройства. Получены графики зависимости показателя от объема заполнения автобалансирующего устройства и плотности раствора. Параболическая линия зависимости, достигает наименьшее значение дня 50% объема заполнения полости автобалансирующего устройства. Получено оптимальное изменение момента инерции автобалансирующего устройства на этапе разгона барабана - квадратичная зависимость изменения момента инерции устройства J=0,26+0,001-t2, при которой линия разгона проходит выше остальных зависимостей. По результатам исследования задающей функции крутящего момента M(t) на валу во время разгона отжимного резервуара предпочтительна жесткая характеристика. Эта равномерный разгон до скорости отжимного резервуара ютах=100 рад/сек за 10 сек. Этот режим возможен в случае применения электродвигателя синхронного типа, имеющего более высокий КПД по сравнению с асинхронными и жесткую характеристику М(ю). Получен график такой зависимости по результатам численного интегрирования. При неустойчивом вращении барабана, проанализированы зависимости величины гироскопических сил от плотности раствора во внутренней полости балансировочного кольца, и от угловой скорости вращения отжимного резервуара. Получены условия поддержания устойчивого вращения отжимного резервуара с балансировочным кольцом. Определены преимущества короткой подвески, расположенной вертикально над подвеской, имеющей длинные штоки. Для сравнения колебательных систем использовались соотношения для различных значений длины штоков подвески.

На рис.7 представлена линия тренда для математической модели, описывающая движение внутренней части стиральной машины. Ось ординат на рис.7 включает две шкалы измерения: радианы (alpha) и рад/сек (alphasps).

о

»alpha -alphasps

л

j J N

ej

2 * R

a S - .. D

•ан О

i 1 i i

b 3

l

Время, сек

Рис. 7. Линия тренда для математической модели, описывающая движение внутренней части стиральной машины с вертикальной осью вращениия на этапе разгона барабана.

Линия alpha разделяет плоскость на две части А и В, которые соответствуют двум исходам: выходу отжимного резервуара в режим установившегося вращения (зона А), или остановке процесса центробежного отжима (зона В). Попытки провести разгон выше линии alpha приводили к быстрому исчерпанию ресурса ix (стрелка в зоне В). Осуществление разгона под линией alpha завершается успешным выходом отжимного резервуара в режим установившегося вращения (стрелка в зоне А).

В пятой главе приводится описание экспериметального исследования кинематических и динамических моделей взаимодействия элементов подвижной конструкции бытовой стиральной полуавтоматической машины "Волга-11 А" во время выполнения операции - отжим белья. Исследования проводились с целью модернизации серийной машины и создания на базе этой модели автоматической стиральной машины. Основным критерием целесообразности той или иной модернизации подвижной конструкции считалось увеличение способности внутренней части: барабан - опора - платформа сопротивляться воздействию центробежной силы инерции, приложенной к дебалансному грузу при вращении барабана (ресурс L). Экспериментальная установка представляла собой серийную машину "Волга-11 А", у которой перед проведением экспериментов измерялись и выравнивались расстояния между краем барабана и стенкой бака по всем четырем направлениям.

Внутри барабана подвешивался груз определенной массы и производилась раскрутка барабана. При постепенном увеличении массы груза происходило касание края барабана о бак с характерным шумом. Полученное таким путем критическое значение массы фиксировалось как количественная мера способности внутренней подвижной части сопротивляться воздействию дебалансной силы. По результатам экспериментов определились следующие модернизации конструкции стиральной машины:

1. Гребни прямоугольного профиля уплотнительной диафрагмы закручиваются по логарифмической спирали для облегчения стока жидкости.

2. Замена серийного балансировочного кольца на новое модернизированное автобалансирующее устройство со свободным перемещением корректирующей массы-жидкости (25%-ый раствор ЫаС1, или 35%-ый раствор К2С03).

3. Исключение пускового конденсатора из схемы управления электроприводом, использование электродвигателя синхронного типа.

4. Для соответствия реальной конструкции колебательной системе I вида, проводим модернизацию подвески, обеспечивая вертикальное расположение штоков подвески.

5. Для упрощения конструкции канала для всасывания воздуха в зону стирки и технологии изготовления этого канала, активатор выполняется в виде диска, имеющего на рабочей поверхности лопасти, на вершинах которых имеются отверстия, соединяющие рабочую и нерабочую поверхности активатора, причем всасывающий воздух рукав располагается в любой произвольной точке под активатором.

6. Для переключения режимов слива воды из бака и барабана используется лепестковый клапан, разделяющий два потока слива. Это уменьшает вероятность наклонного движения оси вращения отжимного резервуара и образования дополнительных элементов связи с корпусом стиральной машины.

На рис. 8 приведены основные экспериментальные данные, полученные после модернизации отдельных узлов. Значения дебалансной массы, при которой происходило исчерпание ресурса Ь, приведены в граммах.

Таким образом, внедрение модернизированной подвески и балансировочного кольца в стиральной машине серии "Волга" позволило на этапе разгона барабана и установившегося его вращения повысить на 80% способность внутренней подвижной части серийной машины сопротивляться действию центробежной силы инерции, приложенной к дебалансной массе, в 2 раза снизились вибрации корпуса стиральной машины.

ф

© 767г/а

ф в 21* у,

ТООХ

ЮО'А

гя -серийное КОЛЬЦО ГП - #одерни$и-роСянное колыф

РФ",

100'Л 176%

наоообление иЫямы^^иЯ хесв»ессл?с/ей/эфсогме*/

ф - серийная нои/инс с диофрогмой с 2 зреЗняни прямоугольно О срорны и ¿аиебксй &лм сте*они# жоох&у.тег

© - г ^ккърогыой с г гребнями прямоугольной срермы && кано&хи

о/& спекали? ¿кидкааяи (?) - без диафрагмы

&*л качало* сЬ*я

1 >у а под у л* ЖЫ;/гк(>С{Ы-(

0 ■ гхрийноя пШ/РОЖО6 гю& уе^юн «V Г '") — Оыоиг поделакхоб (7) — присутствует кезлеба тел ья а я система 11 вида 0 — отсутствует колебательная система // вида

'293,5 гр

Ф

Ф

V/.

еох

94Л

/V

□ -с модфмизирооанмо"* Ро'Уансирсбоч^ым *сльиом 0 — с <*ариксе>ым Яз-УОнси/хАсх+ю/* кольцом (2) - орех "нос Счл*сч&мое 6 режим Отжима

0 - бключгние пуысоЬсео ¿оьхЭенсалкух}

серийная машина серийная мои/и^о, а есмюрои исполлзуег»ся м& мольцо. "/пока гххЯоееок рекполохъиы бер-/пихально и емв/по аиофра£мо

Рис. 8. Полученные экспериментальные данные предельного дебаланса вращающейся части стиральной машины "Волга-11 А" в результате модернизации диафрагмы, автобалансирующего устройства, подвески.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ РАБОТЫ И ВЫВОДЫ

1. С единых позиций исследована динамика бытовых стиральных машин с вертикальной осью вращения, разработана методика снижения их вибраций с использованием предложенного устройства гашения колебаний внутренней части и корпуса стиральной машины, особенностями которого являются:

- расположение элементов связи внутренней подвижной части с корпусом перпендикулярно направлению действия центробежной силы инерции, приложенной к дебалансной массе;

- соединение нижнего конца опор-растяжек с внутренней подвижной частью выше ее центра тяжести, что повышает устойчивость последней к исчерпанию своего ресурса противодействовать дебалансу. Одновременно с этим уменьшается длина опор-растяжек, что способствует накоплению значительной потенциальной энергии и ведет к снижению колебаний внутренней подвижной части на этапе разгона барабана стиральной машины;

- согласование поступательного движения внутренней части стиральной машины со стабилизирующим действием гироскопических сил.

2. Разработана математическая модель, описывающая пространственные перемещения подвижной конструкции стиральной машины. Определены основные параметры модели, обусловливающие снижение вибраций в конструкции:

- длина опор-растяжек или других подвесных элементов (трос, цепь, стержень и т.п.);

- плотность раствора автобалансирующего устройства со свободным перемещением корректирующей масы-жидкости;

- объем заполнения внутренней полости автобалансирующего устройства;

- закон изменения момента инерции при разгоне барабана;

- закон изменения крутящего момента на выходном валу электродвигателя во время разгона и торможения;

- механическая характеристика электропривода.

3. Проведен анализ кинематических и динамических моделей взаимодействия элементов конструкции на примере бытовой стиральной полуавтоматической машины "Волга-И А" во время выполнения отжима белья. Определены и проведены конструктивные изменения:

- модернизация балансировочного кольца в рамках обычной технологии, в результате чего значительно повысилась эффективность автобалансирующего устройства, нет дополнительных шумов при работе стиральной

машины, не расходуются дополнительные радиоэлементы;

- модернизация диафрагмы, в результате чего между гребнями последней ¡е задерживается жидкость на слив, а жесткость диафрагмы значительно снижена по сравнению с существующими диафрагмами, что уменьшает вероят-гость наклонного движения оси вращения отжимного резервуара;

- установлены вертикально подвесные элементы, что значительно повысило ;пособность внутренней подвижной части: барабан-опора-платформа проти-юдействовать дебалансу;

- гидросистема стиральной машины выполняется проще и компактнее, ;сли используется конструкция лепесткового клапана, что уменьшает вероят-юсть наклонного движения оси вращения отжимного резервуара и образо-1ания дополнительных элементов связи с корпусом стиральной машины;

- улучшены условия проведения центробежного отжима за счет упрощения инструкции полого вала и активатора в стиральных машинах с пузырьковой :тиркой.

4. Разработано устройство гашения колебания внутренней части и корпуса тиральной машины. Дана характеристика этого устройства, определены фор-1улы расчета элементов конструкции устройства и оценки амплитуды колебаний корпуса стиральной машины, определены условия оптимальной его 1аботы относительно исчерпания ресурса противодействовать дебалансу всей ращающейся части стиральной машины на этапе разгона и установившегося ращения отжимного резервуара.

5. Разработана конструкция автобалансирующего устройства со свободным [еремещением корректирующей массы-жидкости, где эффективно действует [еханизм автоматического перераспределения жидкости внутри балансиро-очного кольца. Внутренняя полость автобалансирующего устройства запол-яется раствором высокой плотности на 50% внутреннего объема. Дана арактеристика этого устройства, формулы его расчета.

6. Проведен подбор жидкостей для заполнения внутренней полости авто-алансирующего устройства для оптимального значения показателя авто-алансировки.

7. Разработано и использовано программное обеспечение для выбора оптимальных параметров математической модели устройства гашения колебаний нутренней и корпуса бытовой стиральной машины с вертикальной осью ращения.

По теме диссертации опубликованы следующие работы:

1. Иванов А.Г., Скворцов В.Г. Исследование влияния жидкостей балансировочного устройства на вибрацию в бытовых стиральных машинах // Изв. НАНИ ЧР, 1996. №6. С.41-47.

2. Иванов А.Г., Шеркунов Б.Ф. Оценка вибрации корпуса стиральной машины / Чуваш, гос. ун-т. Чебоксары, 1997. Юс. Деп. в ВИНИТИ 30.01.98. №232-В98 Деп.

3. Иванов А.Г., Шеркунов Б.Ф. Колебания в механических системах с вращающимся относительно вертикальной оси дебалансом / Чуваш, гос. ун-т. Чебоксары, 1997. 15с. Деп. в ВИНИТИ 30.01.98. №234-В98 Деп.

4. Иванов А.Г., Скворцов В.Г. Пути совершенствования электротехнологических процессов в бытовых стиральных машинах // Тез. докл. Всерос. науч. конф. Электротехнология: сегодня и завтра. Чебоксары: Изд-во Чуваш, ун-та, 1997. С.129.

5. Иванов А.Г., Скворцов В.Г. Характеристика автобалансирующих устройств со свободным перемещением корректирующих масс // Изв. НАНИ ЧР, 1997. №4. Сообщ. 1. С.47-52.

6. Иванов А.Г., Скворцов В.Г. Автобалансирующие устройства со свободным перемещением корректирующей массы-жидкости // Изв. НАНИ ЧР, 1997. №4. Сообщ. 2. С.52-57.

7. Иванов А.Г., Скворцов В.Г. Новое модифицированное автобалансирующее устройство // Изв. НАНИ ЧР, 1997. №4. Сообщ. 3. С.57-60.

8. Иванов А.Г., Скворцов В.Г. Расчет и оптимизация работы автобалансирующего устройства // Изв. НАНИ ЧР, 1997. №4. С.61-77.

9. Иванов А.Г., Скворцов В.Г., Иванов Л.Н. Пути снижения вибрации в бытовых стиральных машинах // Тез. докл. Всерос. научно-практ. конф. "75 лет Госсанэпидслужбы России". Чебоксары. 1998. С.64-65.

10. Паймушин В.Н., Скворцов В.Г., Иванов А.Г. Снижение вибраций в подвижных конструкциях с автобалансирующим устройством и свободным перемещением корректирующей массы-жидкости // Изв. НАНИ ЧР, 1998. №4. В печати.

11. Реш. о выд. пат. на изобр. от16.03.98, РФ, МПК 6 Б 06Р 37/24. Автобалансирующее устройство с вертикальной осью вращения и перемещением корректирующей массы-жидкости / В.Г. Скворцов, А.Г. Иванов, А.П. Суворов, В.И. Михайлов, Ф.Т. Денисов (РФ). №97111219/ 12(011708); Заявл. 01.07.97.

12. Реш. о выд. пат. на изобр. от17.03.98, РФ, МПК 6 Б ОбБ 23/04. Машина для стирки и центробежного отжима белья / В.Г. Скворцов, Л.Н. Иванов, А.Г. Иванов (РФ). №97111244/ 12(011679); Заявл. 01.07.97.

13. Реш. о выд. пат. на изобр. от 27.02.98, РФ, МПК 6 Б ОбБ 17/06. Активатор для стиральной машины / В.Г. Скворцов, А.П. Суворов, А.Г. Иванов (РФ). №97102917/ 12(002959); Заявл. 25.02.97.

Соискатель

А.Г. Иванов

Заказ №7 Тираж 92 экз.

Информационно-издательский отдел Республиканского бюро медицинской статистики Минздрава ЧР 428000, г.Чебоксары, ул. Плеханова, 5

(л

ЧУ'

/

1У!

/

л

■I

б

п (У

/ \

КОВРОВСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ

АКАДЕМИЯ

На правах рукописи

МИХЕЕВ СЕРГЕЙ СТАНИСЛАВОВИЧ

КОНСТРУКЦИЯ И ОПТИМИЗАЦИЯ ПАРАМЕТРОВ АВТОМАТИЧЕСКОГО КЛИНОРЕМЕННОГО ВАРИАТОРА МОТОТРАНСПОРТНЫХ СРЕДСТВ

Специальность 05.02.02 - "Машиноведение и детали машин"

ДИССЕРТАЦИЯ на соискание ученой степени кандидата технических наук

Научный руководитель: профессор, доктор технических наук А.И.Леонов

Ковров -1998

ОГЛАВЛЕНИЕ

стр.

ВВЕДЕНИЕ................................................................................. 4

1. ОБЗОР СУЩЕСТВУЮЩИХ СХЕМ И ТЕОРЕТИЧЕСКИХ РАЗРАБОТОК АВТОМАТИЧЕСКИХ КЛИНОРЕМЕННЫХ ВАРИАТОРОВ МОТОТРАНСПОРТНЫХ СРЕДСТВ.............................................. 8

1.1. Классификация клиноременных автоматических вариаторов мототранспортных средств. Краткий обзор конструкций и предъявляемые к

ним требования......................................................................... 8

1.2. Анализ существующих теоретических разработок по тягово - динамическому расчету мототранспортного средства с автоматическим клино-ременным вариатором в трансмиссии............................................. 22

1.3. Постановка задачи исследований................................................. 26

2. ФИЗИЧЕСКАЯ И МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛИ МОТОТРАНСПОРТНОГО СРЕДСТВА С АВТОМАТИЧЕСКИМ КЛИНОРЕМЕННЫМ ВАРИАТОРОМ В ТРАНСМИССИИ.

ТЯГОВО- ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ.......................................... 28

2.1. Описание кинематической схемы автоматического клиноременного вариатора мототранспортного средства......................................... 28

2.2. Физическая и математическая модель автоматического клиноременного вариатора мототранспортного средства...................................... 31

2.3. Тягово - динамичский расчет мототранспортного средства

с автоматическим клиноременным вариатором............................... 40

2.3.1. Уравнение движения и определение начальных условий................. 40

2.3.2. Определение коэффициента О.................................................. 54

2.4. Блок - схема и описание программы тягово - динамического расчета... 66

3. НАХОЖДЕНИЕ ДОПУСКОВ ПРИ ПОМОЩИ АЛГОРИТМА ОПТИМИЗАЦИИ...................................................................... 71

3.1 Постановка задачи оптимизации................................................... 71

3.2. Поиск по деформируемому многограннику при наличии ограничений... 73

3.3. Блок - схема расчета и описание программы оптимизации....................................84

3.4. Нахождение допусков на параметры автоматической трансмиссии при помощи программы оптимизации..................................................................................................88

4. МЕТОДИКА ВЫБОРА ОПТИМАЛЬНЫХ ПАРАМЕТРОВ МОТОТРАНСПОРТНОГО СРЕДСТВА С АВТОМАТИЧЕСКИМ КЛИНОРЕМЕННЫМ ВАРИАТОРОМ В ТРАНСМИССИИ..............................90

4.1. Методика выбора оптимальных параметров ..................................................................90

4.2. Оптимизация параметров мокика с автоматическим

клиноременным вариатором в трансмиссии........................................................................94

5. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ОПЫТНОГО ОБРАЗЦА МОКИКА С АВТОМАТИЧЕСКИМ КЛИНОРЕМЕННЫМ ВАРИАТОРОМ..............................................................................................................................................................................102

5.1. Задачи эксперимента. Конструкция опытного образца мокика с автоматическим клиноременным вариатором в трансмиссии..............................102

5.2. Определение КПД автоматического клиноременного вариатора......................109

5.2.1. Описание экспериментального стенда и измерительной

аппаратуры............................................................................................................................................109

5.2.2. Обработка экспериментальных данных, сравнение результатов экспериментального и теоретического исследований..............................................111

5.3. Стендовые и дорожные испытания..................................................................................................113

6. ВЫВОДЫ..................................................................................................................................................................121

7. ЛИТЕРАТУРА...................................................................................................................................................123

ПРИЛОЖЕНИЕ I................................................................................................................................................130

ПРИЛОЖЕНИЕ II....................................................................................................................................................138

ПРИЛОЖЕНИЕ III....................................................................................................................................153

АКТ ВНЕДРЕНИЯ..................................................................................................................................................155

ВВЕДЕНИЕ

В плане конверсии оборонной промышленности и расширения выпуска товаров народного потребления предусматривается проектирование и внедрение в производство новых механизмов и машин, в частности мототехники, обладающей более высокими технико-эксплуатационными свойствами. Это определяет необходимость разработки патентоспособных конструкций мототехники, а также совершенствования и создания новых методов расчета. Настоящая работа проведена с целью создания конструкции кли-ноременной автоматической передачи для мототранспорта, в частности мо-кика, разработки методики расчета его конструктивных параметров на основе теоретического и экспериментального исследования тягово-динамических качеств мокика.

Клиноременный вариатор относится к передачам с гибкой связью, которая позволяет значительно упростить конструкцию трансмиссии. При этом обеспечивается наиболее оптимальное бесступенчатое регулирование передаточного отношения. Кроме того, он позволяет повысить проходимость машин и уменьшить ударные нагрузки в трансмиссии. Эта передача достаточно надежна и компактна.

Применение автоматической бесступенчатой передачи в мототранспорте вызвано стремлением к максимальному упрощению управления машиной (манипулирование сцеплением и коробкой передач отсутствует), а также необходимостью более рационального использования мощности двигателя. Бесступенчатые клиноременные трансмиссии являются привилегией мототранспорта с ограниченной скоростью, главным образом, мопедов, моки-ков и мотовелосипедов,то есть таких видов транспорта, которые не требуют водительских прав.

Несмотря на то, что первые конструкции клиноременных вариаторов для мототранспортых средств появились в 40-х годах нашего столетия, их интенсивное исследование ведется лишь в последних двадцать лет. Это свя-

зано с прогрессирующим ростом, с начала 70-х годов, выпуска указанных машин с двигателем рабочим объемом 50 смЗ, что свидетельствует об устойчивом спросе на них.

Большой комплекс работ по изучению и совершенствованию клино-ременных вариаторов для мототранспортых средств выполнен исследователями ВНИИМОТОпрома (г. Серпухов.), Московского автомеханического, Одесского технологического, Ижевского механического, Ярославского технологического институтов, Ижевского машиностроительного, Ковровского им.В.А.Дегтярева заводов и других организаций. Из анализа исследований, которые сообщались на конференциях, публиковались в различных научных журналах и работах, следует, что главный недостаток клиноременного вариатора - низкий КПД трансмиссии по сравнению со ступенчатой коробкой передач, а также малая долговечность приводного ремня.

В большинстве проведенных работ и исследований отражен характер взаимодействия ремня со шкивами. Важным итогом этих исследований явилось создание теории расчета клиноременных вариаторов [34,36,52], уравнения движения автоматического клиноременного вариатора мототранспортного средства [11], а также методика тягово-динамического расчета мототранспортного средства с автоматическим клиноременным вариатором в силовой передаче [35].

В настоящее время конструкции клиноременных вариаторов считаются отработанными и отвечают современному уровню техники [34]. Однако указанные материалы, а также сведения, имеющиеся в других источниках в большинстве случаев носят частный характер и поэтому не всегда позволяют рассчитать динамику разгона мокика, с учетом влияния большинства определяющих факторов и конструктивных параметров передачи. Так, например работы Пронина Б.А. [52,53,54,55,59],Верницкого В.В.[16], Галад-жаева Р.С.[19], Петрова В.А. [34,50] и других сводятся к исследованию и расчету отдельных узлов клиноременных вариаторов. В связи с изложен-

ным возникает актуальная научная задача, направленная на создание более совершенной конструкции клиноременного вариатора для мототранспортного средства, на основе разработки тягово-динамического расчета с учетом всех определяющих факторов и конструктивных параметров передачи, с целью повышения динамических качеств мототехники, КПД трансмиссии.

В данной диссертации предложена конструкция клиноременного вариатора для мототранспортного средства, в частности для мокика.Разработана методика расчета и оптимизация параметров мототранспортного средства с автоматическим клиноремен-ным вариатором в силовой передаче, а также осуществлено внедрение партии мокиков с клиноремен-ным вариатором в производство.

Диссертация состоит из введения, пяти глав, общих выводов и приложений.

В первой главе дается обзор литературы по клиноременным вариаторам мототранспортных средств, анализируются различные схемы клиноре-менных вариаторов, оцениваются их достоинства и недостатки. Рассматриваются существующие теоретические разработки. На основе проведенного анализа ставятся задачи исследования.

Во второй главе описывается предложенная нами конструкция клиноременного вариатора для мототранспортного средства. Показана кинематическая схема. Раскрывается физическая модель, разрабатывается математическая модель с автоматической клиноременной передачей и дается алгоритм расчета динамики разгона мокика.

В третьей главе формулируется задача оптимизации параметров трансмиссии, которые оказывают определяющее влияние на тягово-динамические качества мокика. Критерием оптимизации принято время разгона мокика до достижения определенной скорости. Для решения поставленной задачи ис-

пользуется метод прямого поиска с использованием алгоритма деформируемого многогранника Нелдера и Мида [61,69]. На основе разработанной математической модели, предложенного алгоритма исследуется различные режимы работы клиноременного вариатора. Оценивается влияние конструктивных параметров на процесс разгона мокика.

В четвертой главе представлена методика выбора оптимальных параметров узлов и механизмов клиноременного вариатора, а также расчет конструктивных оптимальных параметров мокика с автоматической клиноре-менной передачи.

В пятой главе ставятся задачи экспериментальных исследований. Дается описание стенда и методика проведения экспериментальных исследований. Производится обработка результатов и сравнение с результатами теоретических расчетов.

В конце диссертации даются выводы и список литературы.

В приложениях содержатся программы разработанных алгоритмов, использованных в работе при расчете динамики разгона мокика, а также программы определения оптимальных параметров клиноременного вариатора мототранспортного средства. Акт внедрения результатов работы в производстве.

ГЛАВА! ОБЗОР СУЩЕСТВУЮЩИХ СХЕМ И ТЕОРЕТИЧЕСКИХ РАЗРАБОТОК АВТОМАТИЧЕСКИХ КЛИНОРЕМЕННЫХ ВАРИАТОРОВ МОТОТРАНСПОРТНЫХ СРЕДСТВ

1.1. Классификация клиноременных автоматических вариаторов мототранспортных средств. Краткий обзор конструкций и предъявляемые к ним требования.

Как уже отмечалось, использование автоматических клиноременных вариаторов в малокубатурной мототехнике является перспективным, в последнее время появилось большое разнообразие конструкций этих передач. Поэтому возникла необходимость их классификации с целью анализа и сравнительной оценки с точки зрения, более рационального их применения на мототранспортных средствах.

Так на схеме (рис. 1.1.1) представлена классификация клиноременных вариаторов.

Из рис. 1.1.1 следует, что все клиноременные вариаторы для мототранспорта делятся на две большие группы.

1 .Вариаторы с двумя раздвижными шкивами и постоянным межцентровым расстоянием .

2.Вариаторы с одним раздвижным шкивом и переменным межцентровым расстоянием.

Принципиальная схема вариатора с двумя раздвижными шкивами и межцентровым постоянным расстоянием представлена на рис. 1.1.2. Автоматическое варьирование передаточного отношения производится в зависимости от числа оборотов двигателя и сопротивления движению за счет двух раздвижных шкива. Ведущий шкив состоит из двух дисков: неподвижного 2 связанного с валом 1 двигателя и перемещающегося в осевом направлении диска 4 Грузы 5 под действием центробежной силы перемещаются в радиальном

Рис. 1.1.1 Классификация клиноременных вариаторов

/ пах-* / п!п

/ п!п ——/

Рис. 1.1.2 Схема вариатора с двумя раздвижными шкивами и постоянным межцентровым расстоянием

направлении и смещают подвижный диск 4 в осевом направлении. При этом изменяется расстояние между дисками 2 и 4 и тем самым изменяется радиус расположения ремня 3 на шкиве.

Ведомый шкив клиноременного вариатора также состоит из двух дисков: неподвижного 7. и подвижного диска 6, который может перемещаться в осевом направлении и прижимается к неподвижному диску пружинами 8.При изменении положения ремня 3. на ведущем шкиве пружины 8.автоматически сжимаются или разжимаются под действием натяжения ремня. При этом рабочий диаметр ведомого шкива изменяется, чем обеспечивается бесступенчатое изменение передаточного отношения.

В исходном положении, т.е. при малых оборотах двигателя, клиноре-менный вариатор имеет максимальное передаточное отношение ¡тах. По мере увеличения числа оборотов двигателя грузы 5.ведущего шкива под действием центробежных сил сжимают диски, перемещая ремень на больший диаметр шкива. При этом на ведомом шкиве ремень, преодолевая сопротивление пружины, перемещает подвижный диск, и ложиться на меньший диаметр, благодаря чему передаточное отношение трансмиссии уменьшается. Межосевое расстояние А при этом остается постоянным.

Принципиальная схема вариатора с одним раздвижным шкивом и переменным межцентровым расстоянием представлена на рис. 1.1.3.

Здесь ведущий шкив устроен и работает также как и в предыдущем случае (см. рис.1.1.2.).Ведомый шкив 6 в отличие от предыдущей схемы имеет постоянный рабочий диаметр. Поэтому при изменении рабочего диаметра ведущего шкива под действием центробежной силы грузов 5 в данном случае должно изменяется межцентровое расстояние А между осями обоих шкивов. Для этой цели один из валов ведущего или ведомого шкивов делается подвижным. При этом необходимое предварительное натяжение ветвей ремня обеспечивается постоянный рабочий диаметр. Поэтому при изменении рабочего диаметра ведущего шкива под действием центробежной силы

/ ПйХ~" """ / П!П

/ ПШ - -7

Рис. 1.1.3 Схема вариатора с одним раздвижным шкивом и переменным межцентровым расстоянием

грузов 5 в данном случае должно изменяется межцентровое расстояние А между осями обоих шкивов. Для этой цели один из валов ведущего или ведомого шкивов делается подвижным. При этом необходимое предварительное натяжение ветвей ремня обеспечивается пружиной растяжения 7. В результате этого для определенного режима работы устанавливается равновесие между центробежными силами грузов 5 и противодействием пружины 6. При этом обеспечивается автоматическое бесступенчатое регулирование передаточного отношения в зависимости от оборотов двигателя.

Наиболее распространена схема исполнения клиноременных вариаторов с межцентровым постоянным расстоянием и двумя регулируемыми шкивами [34].Это вызвано тем, что при тех же самых габаритах ведущего шкива в этом случае можно получить больший диапазон регулирования [52], чем у клиноременного вариатора, выполненного по схеме с переменным межцентровым расстоянием и одним раздвижным шкивом.

Разнообразие конструктивных решений ведущих шкивов проявляется в типах центробежных регуляторов, которые конструктивно выполнены в виде, шариковых, рычажных, колодочных механизмов, работающих в паре с соответствующими профилированными поверхностями. Центробежные регуляторы с шариками получили наибольшее распространение в клиноременных вариаторах мототранспортных средств, что объясняется их главным достоинством: простота и достаточная надежность. Но им также присущ и очень большой недостаток - износ контактирующих поверхностей, связанный повышенными контактными напряжениями. Вследствие чего уменьшается чувствительность регуляторов, их долговечность.

Конструкции ведомых шкивов менее разнообразны и ограничиваются вариантами конструкций с клиновыми, резьбовыми и штифтовыми устройствами [34], работающими в паре со спиральными пружинами, или с пружинами растяжения и сжатия.

Кулачковые и штифтовые компенсаторы позволяют корректировать осевую силу за счет выполнения угла подъема винтовой линии контактирующих поверхностей переменным, но имеют значительные удельные давления в контакте и, следовательно, повышенный износ.

Резьбовые компенсаторы позволяют снизить конта�