автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.02, диссертация на тему:Повышение несущей способности и КПД планетарного дискового фрикционного вариатора

На правахрукописи

ПЕТРАКОВА ЕКАТЕРИНА АЛЕКСЕЕВНА

ПОВЫШЕНИЕ НЕСУЩЕЙ СПОСОБНОСТИ И КПД ПЛАНЕТАРНОГО ДИСКОВОГО ФРИКЦИОНННОГО ВАРИАТОРА

Специальность 05.02.02 - Машиноведение, системы приводов и детали машин

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Москва 2004 г.

Работа выполнена в Государственном образовательном учреждении Московский государственный индустриальный университет

Научный руководитель:

доктор технических наук, профессор Гулиа Нурбей Владимирович

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор Умнов Николай Владимирович,

кандидат технических наук, ведущий инженер Ромашкин Олег Григорьевич

Ведущее предприятие:

Открытое Акционерное Московское общество «Завод им. И.АЛихачева» (ОАМО ЗиЛ).

Защита состоится » 2004 г. в г' часов на

заседании диссертационного совета Д212.142.01 при ГОУ «Московский государственный технологический университет «СТАНКИН» по адресу: 127055, Москва, Вадковский пер., За

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ГОУ «Московский государственный технологический университет «СТАНКИН».

Отзывы в двух экземплярах, заверенные гербовой печатью организации, просьба направлять по адресу: 127055, Москва, а/я № 33, МГТУ «СТАНКИН», диссертационный совет Д212.142.01, Иванову В.И.

Автореферат разослан

2004 г.

Ученый секретарь

к.т.н., проф. Иванов В.И.

Общая характеристика работы

Актуальность проблемы

В последнее время одним из наиболее перспективных механических приводов становится бесступенчатый привод на основе вариаторов.

Анализ конструкций и особенностей работы вариаторов различных типов показывает, что для целого ряда машин наиболее перспективны планетарные дисковые смазываемые вариаторы, тела качения которых контактируют через масляную пленку и в которых осуществляется точечный контакт, обеспечивающий наилучшие эксплуатационные показатели. Наличие большого количества точек контакта, а также большие приведенные радиусы кривизны в дисковом вариаторе позволяют получить существенно меньшие контактные напряжения, чем, например, в цепном и тороидальном вариаторах, а обязательное наличие разделительной упругогидродинамической пленки между силовыми фрикционными элементами при передаче крутящего момента значительно повышает долговечность вариатора и позволяет изготовлять фрикционные диски из недорогих пружинно-рессорных либо подшипниковых сталей.

Кроме того, вариаторы, выполненные по планетарной схеме и имеющие одну принципиальную особенность - упруго-податливые (гибкие) центральные фрикционные диски малой толщины, обладают рядом преимуществ по сравнению с другими вышеупомянутыми бесступенчатыми передачами. Гибкие центральные диски позволяют компенсировать погрешности изготовления дисков, использовать до 95% пятен контактов и загрузить все точки фрикционного контакта практически равномерно, что дает возможность довести допускаемые напряжения в контакте до оптимальных для сопрягаемых материалов. Упругость дисков позволяет создавать благоприятные условия их контактного взаимодействия и повышать линейные скорости качения, резко снижая динамические нагрузки и упругогидродинамическое скольжение.

В результате, при заданном значении крутящего момента, объем и масса вариатора уменьшаются примерно в пять раз при одновременном увеличении КПД, упрощении и удешевлении конструкции.

Кроме того, планетарный дисковый вариатор позволяет применить простое по конструкции устройство нажима на силовые фрикционные элементы.

Планетарный дисковый вариатор, как в адаптивном исполнении, так и с принудительным регулированием, может применяться в различных механических приводах, требующих регулировки по скорости, в которых необходимо заменить ступенчатое регулирование на бесступенчатое. Такие вариаторы выпускаются рядом зарубежных фирм, из которых можно отметить германскую фирму "Lenze".

Внедрение такого вариатора в механизмы регулируемых приводов технологического оборудования позволяет уменьшить энергопотребление и стоимость привода. Особенно актуально использование планетарного дискового вариатора в таких механизмах, где требуется «мягкая» (гиперболическая) характеристика привода, когда снижение частоты вращения автоматически вызывает повышение крутящего момента с сохранением практически постоянной мощности.

Вместе с тем, при всей перспективности применения планетарного дискового вариатора с гибкими дисками и точечным смазываемым контактом, к настоящему времени теория расчета основных параметров указанного вариатора является незаконченной и требует доработки и совершенствования. Указанная методика не позволяет определять рациональные нажимные усилия на фрикционные диски. Нерациональное нажатие на диски вызывает снижение КПД и несущей способности вариатора во всем диапазоне передаточных отношений, создает неблагоприятные условия в контактах, вызывает быстрый износ дисков.

Цельработы

Повысить несущую способность и КПД планетарного дискового фрикционного вариатора путем установления его рациональных основных параметров. Методы исследования

В работе использованы методы теоретической механики, трибологии и триботехники, математического моделирования, программирования, численные методы математического анализа, метод конечных элементов, расчетно-экспериментальные методы. Научная новизна:

1. Учтено влияние контактных напряжений, суммарной скорости качения, относительной скорости геометрического скольжения, температуры смазочного материала на коэффициент упругогидродинамического трения в широком диапазоне, определяющем все возможные режимы работы смазываемых вариаторов: <г = 467...2040 МПа, ^=1,68...50 м/с, р = 0,022...1 м/с, Г=50-100°С. Предложенная ранее формула О.Г. Ромашкина для определения предельного коэффициента упругогидродинамического трения достоверна в диапазоне: 36...50 м/с, а= 676...1682 МПа; <р = 0,025...0,082 м/с.

2. Выявлено влияние упругогидродинамического скольжения и коэффициента запаса по сцеплению на КПД и несущую способность планетарного фрикционного дискового вариатора.

Положения, выносимые на защиту:

- результаты теоретических и экспериментальных исследований по определению предельного коэффициента упругогидродинамического трения в зонах контактов фрикционных вариаторов;

- методики расчета, проектирования и анализа испытаний дисковых планетарных вариаторов, созданные на основе теоретических и экспериментальных исследований.

Практическая ценность состоит в:

- возможности автоматизированного проектирования и анализа испытаний планетарных дисковых фрикционных вариаторов с учетом наиболее значимых геометрических, силовых, скоростных, температурных параметров;

- определении нажимных сил на фрикционные диски с целью обеспечения максимальных КПД и несущей способности.

Апробация работы

Основные положения диссертационной работы изложены на технических совещаниях УКЭР АМО ЗИЛ; на расширенном заседании кафедры «Детали машин» МГИУ в 2004 г., на семинарах по вариаторам этой же кафедры. Разработанные методики расчета и проектирования планетарного дискового вариатора опубликованы для их широкого использования как в промышленности, так и в учебном процессе. Публикации

По теме диссертации опубликовано 13 работ в центральной печати, в сборниках научных трудов и международном научно-техническом сборнике в Интернете.

Структура и объем работы

Диссертационная работа состоит из введения, шести глав, заключения, списка литературы и приложений. Содержит 167 страниц машинописного текста, 79 рисунков, 24 таблицы, 80 литературных источников.

Содержание диссертации.

Во введении обоснована актуальность выбранной темы исследований и дана краткая характеристика работы.

В главе 1 проведен анализ ранее выполненных исследований, направленных на проектирование многодисковых фрикционных передач с точечным контактом. Приводится фрагмент методики расчета некоторых основных параметров планетарного дискового вариатора, разработанной ранее с участием автора, на котором базируются дальнейшие исследования. Проведен анализ указанной методики и поставлены задачи исследования.

Основам теории, расчета и конструирования фрикционных бесступенчатых передач посвящен ряд теоретических и экспериментальных работ отечественных ученых: В.А. Петрушова, ГЛ. Ревкова, СМ. Нагорного, Д.Н. Решетова, Я.И. Есипенко, С.Н.Кожевникова, И.И. Артоболевского, Н.В. Умнова, Ю.Н. Дроздова, О.Г. Ромашкина, И.М. Елманова, В.И. Колесникова, Н.В. Гулиа, С.А.Юркова и других, а также зарубежных ученых X. Во-ячека, О. Луща, Д. Гербера, В. Вернитца, специалистов фирмы "Santotrac Findett Corporation", и в частности, ее президента М.Е. Иоахима и др.

Для научно-обоснованного проектирования планетарного дискового вариатора необходимо достоверное определение коэффициентов упругогидродинамического трения, КПД с учетом как силовых, так и скоростных потерь и других основных характеристик фрикционной передачи.

Отсутствие теории и методики определения скоростных потерь от упругогидродинамического скольжения в фрикционном контакте не позволяет оценить составляющую этих потерь, ее роль в общем балансе потерь и предложить методы минимизации этих потерь с целью повышения КПД. Кроме того, без учета потерь скорости от упругогидродинамического скольжения невозможно прогнозировать границы передаточных отношений для реальных конструкций дисковых вариаторов.

К настоящему времени неясно значение рационального коэффициента запаса по сцеплению для получения максимального КПД вариатора для: а) -всего диапазона передаточных отношений; б)-наружного и внутреннего контактов; в) - различной частоты вращения входного вала вариатора.

Проведение указанных выше исследований является необходимым условием для определения рациональных нажимных сил на центральные внутренние и внешние фрикционные диски во всем диапазоне передаточных отношений с целью обеспечения максимальных КПД и несущей способности вариатора.

В главе 2 представлены выбранные испытательные стенды и их расчетно-экспериментальные данные для проведения дальнейших исследований.

Для исследования влияния различных факторов на УГД скольжение выбраны данные испытаний немецкого исследователя проф. X. Воячека на экспериментальном стенде с контактирующими телами в виде шара и цилиндра.

В качестве экспериментальной базы для получения нового математического выражения для определения предельного коэффициента упругогидродинамического трения выбраны расчетно-экспериментальные данные испытательных стендов, в которых имеет место фрикционный точечный смазываемый контакт:

1. Испытательный стенд О.Г. Ромашкина (фрикционная бесступенчатая передача с неподвижным водилом), смазка - минеральное масло.

2. Опытный образец планетарного дискового вариатора (патент РФ № 2138710, автор Н.В. Гулиа, спроектирован с участием автора), смазки -минеральное масло; специальный вариаторный смазочный материал - трактант Сантотрак-50 фирмы Монсанто, США.

3. Испытательный стенд кафедры "Детали машин" МГИУ (далее - стенд МГИУ), испытания которого проводились с участием автора; смазки -минеральное масло, трактант Сантотрак-50.

4. Испытательный стенд X. Воячека с контактирующими телами в виде шара и конуса, смазка - трактант "Уапойак" (аналог Сантотрак-50).

В главе 3 приводится вывод универсальных математических выражений для определения предельного коэффициента упругогидродинамического трения в точечном смазываемом контакте фрикционной передачи.

Ранее для расчета предельного коэффициента упругогидродинамического трения в точечном смазываемом контакте фрикционной передачи к.т.н. О.Г. Ромашкиным была предложена эмпирическая формула, полученная на основе статистической обработки экспериментальных данных вариатора конструкции Е.И.Пирожкова:

^-0,2919 р-0,0631 _ ^.ОДО # рН>,4749 _ у-0,МЗ

(1)

где Кт- коэффициент, зависящий от типа смазочного материала; а/Ь - отношение длин осей эллипса пятна контакта; ру - приведенный радиус кривизны в направлении плоскости качения, м; а- контактное напряжение, МПа; V/ - скорость геометрического скольжения, м/с; суммарная скорость качения в контакте, м/с.

При этом параметры, входящие в формулу варьировались в следующих пределах: а/Ь =0,0995...0,6593; ру =0,0056... 1,0795 м; а =676...1682 МПа; К/= 0,66...1,61 м/с; У]г =36,4...51,8 м/с. Важно заметить, что упомянутые параметры подставлялись для коэффициента запаса по сцеплению который имел место в указанных экспериментальных исследованиях, а полученный по формуле (1) коэффициент упругогидродинамического трения являлся предельным, то есть соответствовал /?=1. Коэффициент К„ для минеральных масел принимался равным 0,002.

Испытания нового вариатора и экспериментальные данные предельных коэффициентов упругогидродинамического трения, полученные на стенде МГИУ с участием автора, показали, что данная формула дает недостоверные результаты в другом диапазоне параметров.

Чтобы исключить возможные ошибки из-за неучтенных параметров, автором было решено преобразовывать формулу (1) в двух направлениях: а) по параметру суммарной скорости качения, б) по параметру контактного напряжения. Для учета влияния температуры масла при различных давлениях и линейных скоростях на коэффициент УГД трения использованы экспериментальные данные д.т.н. И.М. Елманова, проведенные на роликовых стендах. Коэффициент Кт дня трактатов принимался равным 0,0026.

Путем анализа данных многочисленных экспериментов с использованием численных методов были получены универсальные формулы для определения коэффициента УГД трения в точечном контакте фрикционной передачи:

Г - V V /в\-0,Я1» „-0.06Л 0,4865 • /| =А, ,Кт,(р 'Ру "О" •<Р

1-0,5966. е-*™*

0,364-К^'03

(2)

и

где Kt - коэффициент температуры масла (используется для расчета предельного коэффициента упругогидродинамического трения при температуре масла Г = 100°С; при Т = 50°С Kt = 1);

<р - относительная скорость геометрического скольжения.

Расчетные данные, полученные по формулам (2) и (3) хорошо согласуются с экспериментальными предельными коэффициентами упругогидродинамического трения планетарного дискового вариатора (см. рисунок 1) и с многочисленными экспериментальными данными других испытательных стендов (см. таблицу 1). Их можно рекомендовать как основные и универсальные при проектировании смазываемых вариаторов, параметры которых находятся в следующих широких пределах, превышающих параметры всех возможных режимов работы вариаторов: а/b = 0,0995...0,6593; ру= 0,0056...1,0795 м; а= 467...2040 МПа; (9 = 0,022... 1 м/с; Vz= 1,68...50 м/с.

С большой степенью вероятности можно утверждать, что формулы дают достоверный результат и при более высоких суммарных скоростях качения - до 150 м/с.

Таблиц 1.

Сравнительный анализ математических выражений (1), (2), (3) для экспериментальных данных стенда МГИУ.

ftvxd fp Е„ 96 fi Ei, % fi E},%

Минеральное масло, 0=500 Н 0,042 0,0520 -23,8 0,0424 -0,95 0,0434 -3,33

Минеральное масло, ¡2=800 Н 0,044 0,0523 -18,9 0,0432 1,82 0,0446 -1,36

Сантотрак-50, 0=500 Н 0,055 0,0680 -23,6 0,0554 -0,73 0,0566 -2,91

Сантотрак-50,0=800 Н 0,060 0,0685 -14,2 0,0571 4,83 0,0583 2,83

В таблице 1

Q - сила нажатия в контакте;

/„ре,) - расчетно-экспериментальный предельный коэффициент упругогидро-динамического трения;

Ер ЕI Ег - относительные погрешности расчетного соответственно по формулам (1), (2) и (3) и экспериментального предельных коэффициентов упругогидродинамического трения.

Рисунок 1 - Зависимость предельных коэффициентов упругогидродинамического трения от кинематического передаточного отношения /»при частоте вращения входного вала Л/=2850 мин-1 и смазке Сантотрак-50 планетарного вариатора: 1,2- экспериментальных^; соответственно во внутреннем и наружном контактах передачи; 3,4 — расчетных по формуле (З)У^ соответственно во внутреннем и наружном контактах передачи.

В главе 4 предложена методика определения реальных передаточных

отношений для непланетарной и планетарной фрикционных дисковых передач,

согласно которой проведены расчеты реальных передаточных отношений для

различных режимов нагружения опытного образца планетарного дискового

вариатора и стенда МГИУ. Достоверность разработанных методик

подтверждена хорошим согласованием расчетных и экспериментальных

данных, в том числе и полученными автором.

11

Испытания опытного образца планетарного дискового вариатора показали, что при максимальном кинематическом передаточном отношении вариатора определяемом величиной перемещения подвижных фрикционов -сателлитов, равном 7,84, реальное передаточное отношение Iр достигало значения 14. Предположение, что такое значительное снижение частоты вращения выходного вала связано только с проскальзыванием рабочих тел (фрикционов) вариатора, характерное для описания этого явления в научной литературе, оказалось несостоятельным. Дело в том, что при наблюдаемом повышении реального передаточного отношения Iр КПД вариатора падал не так резко, как это должно было происходить, а главное - момент на выходном валу продолжал повышаться, чего не могло быть при простом проскальзывании. Для разрешения возникшего противоречия была поставлена задача провести подробный анализ явления повышения реального передаточного отношения ¡р

за пределами границ, разрешенных кинематикой вариатора - 1К.

Автором было принято предположение, что такое существенное изменение передаточного числа вызвано одновременно двумя факторами -упругогидродинамическим скольжением фрикционных дисков и пассивной адаптивностью вариатора.

Передаточное отношение Iт с учетом явления пассивной адаптивности (смещения нескользящей точки в наружном и внутреннем контактах (см. рисунок 2)):

где размеры и смещения нескользящей точки

представлены на рисунке 2.

Рисунок 2 - Схема вариатора с начальным контактом в точке.

Реальное передаточное отношение с учетом смещения нескользящей точки и упругогидродинамического скольжения в наружном и внутреннем контактах:

/и

где 5„ - упругогидродинамическое скольжение соответственно во внутреннем и наружном контакте планетарного вариатора.

В результате анализа экспериментальных данных X. Воячека в точечном упругогидродинамического контакте, в котором потери скорости вызваны только упругогидродинамического скольжением, были приняты во внимание следующие положения:

1. Величина упругогидродинамического скольжения зависит от трех факторов: скорости качения, контактного напряжения и коэффициента запаса по сцеплению.

2. При одних и тех же скоростях качения с уменьшением контактного напряжения предельный коэффициент упругогидродинамического трения уменьшается, а величина упругогидродинамического скольжения увеличивается.

3. Величина упругогидродинамического скольжения увеличивается с уменьшением скорости качения.

4. С уменьшением коэффициента запаса по сцеплению до единицы величина упругогидродинамического скольжения плавно растет, и с потерей запаса по сцеплению происходит интенсивное увеличение скольжения, причем тем большее, чем меньше скорость качения.

В результате статистической обработки экспериментальных данных X. Воячека была получена аналитическая зависимость величины упругогидродинамического скольжения от влияющих на нее факторов:

(7)

где а, Ь, с - коэффициенты, зависящие от величины контактного напряжения и суммарной скорости качения в контакте.

Следует заметить еще одно важное обстоятельство - с изменением коэффициента запаса по сцеплению значения координаты приложения равнодействующей сил трения соответственно в наружном и

внутреннем контакте (см. рисунок 2)) и смещения нескользящей соответственно в наружном и внутреннем контакте(см. рисунок 2)) изменяются так, как это показано на рисунке 3 на примере наружного контакта: с ростом т уменьшается и наоборот.

Крутящий момент на выходном валу:

где Р, - окружное усилие в контакте фрикционной передачи; - угол наклона общей касательной в точке контакта

5 а+Ь-р'

Таким образом, крутящий момент на выходном валу Т2 будет увеличиваться с уменьшением коэффициента запаса по сцеплению р.

6

4

, ММ 1Л °'9 °'7 °'5 °'3 СД 0,1 °'3 °'4 т>ММ

Рисунок 3 - Геометрическое расположение точек О и О' в зависимости от коэффициента запаса по сцеплению /? (наружный контакт, ¿¿=1,29, л; = 2850 мин"1).

Из вышесказанного следует, что смещение нескользящей точки т вызывает изменение реального передаточного отношения ¡р, а изменение расстояния от центра пятна контакта до координаты приложения равнодействующей сил трения 1М вызывает изменение крутящего момента Т\ на выходном валу.

Свойство повышать величину крутящего момента на выходном валу даже после снижения его частоты вращения после минимальной, исходя из было названо "живучестью" вариатора. "Живучесть" нового вариатора позволяет существенно повысить его способность к перегрузкам, к реализации весьма высоких передаточных отношений. В настоящей работе это свойство "живучести" вариатора получило свое техническое обоснование.

В главе 5 предложена методика расчета потерь мощности и КПД планетарного вариатора. Выявлено рациональное значение коэффициента запаса по сцеплению для получения максимального КПД. Проведен анализ составляющих потерь мощности в планетарном вариаторе.

В качестве основного выражения для расчета общего КПД планетарного дискового вариатора предлагается использовать известную формулу для определения КПД зубчатой планетарной передачи:

где - реальное передаточное отношение от водила к центральному внутреннему колесу передачи при остановленном эпицикле,

^о» - суммарный КПД передачи при остановленном водиле (<О;,=0).

Для расчета КПД по указанной выше зависимости необходимо определить силовые потери при остановленном водиле, что достоверно сделать весьма затруднительно. Поэтому для расчета потерь на гистерезис, сдавливание масла, циркуляцию мощности предлагается использовать формулы для определения потерь в четырехточечных подшипниках качения, которые также, как и вариатор, построены по планетарной схеме и имеют четыре точки контакта для каждого тела качения (см. рисунок 4).

а) б)

Рисунок 4 - Схема наружных и внутренних контактов; а) - подшипника с четырехточечным контактом; б) - промежуточного диска (сателлита) вариатора. Потери мощности на сдавливание масла, гистерезис при перекатывании и циркуляцию при остановленном водиле одного промежуточного диска: в наружных контактах

Нктн = 2-<2н-р-У„, (10)

где Qн - сила нажатия в пятне одного наружного контакта, Н;

16

(I - приведенный коэффициент трения;

Ун - линейная скорость качения промежуточного диска с учетом остановленного водила в зоне наружного контакта, м/с; во внутренних контактах

Л« = А-К» (11)

где О,- сила нажатия в пятне одного внутреннего контакта, Н;

V, - линейная скорость качения промежуточного диска с учетом остановленного водила в зоне внутреннего контакта, м/с.

Рекомендуемый приведенный коэффициент трения для наружного и внутреннего контактов (I = 0,001.

КПД с учетом упругогидродинамического скольжения в наружном контакте г]^:

(12)

где Иц, - суммарные силовые потери мощности в наружных контактах, Вт; ^-крутящий момент на входном валу планетарного вариатора, Нм; о)! - угловая скорость ведущего вала вокруг оси своего вращения, с*1. Суммарные силовые потери мощности в наружных контактах:

Nкачн

■п + Ы^дш (13)

где Их„ - потери мощности на геометрическое скольжение в пятне наружного контакта, Вт; п - количество промежуточных дисков;

Мподш - потери мощности на трение в центральных подшипниках, Вт. КПД с учетом УГД скольжения в наружном и внутреннем контактах:

^"=(1~т „ „ >•^•0-5). (14)

' Ш\ ' ЧЪж ' Чтдж

где Ыц, - суммарные силовые потери мощности во внутренних контактах, Вт;

Цподшс - КПД подшипников сателлитов.

Суммарные силовые потери мощности во внутренних контактах:

-2-п+ п, (15)

где - потери мощности на геометрическое скольжение в пятне

внутреннего контакта, Вт. Исследования КПД с учетом всех указанных видов потерь установили рациональное значение коэффициента запаса по сцеплению для

частоты вращения входного вала вариатора П/~ 2850 мин"1 /?н1,1д...1л я Важно заметить, что указанные рациональные значения коэффициентов запаса по сцеплению характерны для всего диапазона передаточных чисел, из чего следует, что при расчете и проектировании вариатора, необходимо выбирать и осуществлять такие нажимные усилия на фрикционные диски, чтобы коэффициент запаса по сцеплению во внутреннем контакте и коэффициент запаса по сцеплению в наружном контакте были бы равны и близки к оптимальному значению 1,15... 1,25 во всем диапазоне передаточных отношений при частоте вращения входного вала п, = 1500...3000 мин'1.

Критерием достоверности методики определения общего КПД планетарного дискового вариатора является согласование расчетных кривых КПД, полученных во всем диапазоне передаточных чисел для широкого диапазона коэффициентов запаса по сцеплению в наружном и внутреннем контактах, с экспериментальными, полученными для опытов с автоматическим изменением передаточного отношения.

Коэффициенты запаса по сцеплению в наружных и внутренних контактах в указанных опытах определить затруднительно, поскольку положения промежуточных дисков не фиксировались, а одно и то же реальное передаточное отношение, отражающее как смещения нескользящих точек, так и величины упругогидродинамического скольжения в контактах, может быть получено при различных положениях промежуточных дисков. Однако можно утверждать, что в данных опытах имелся некоторый запас по сцеплению в контактах.

В экспериментах, проведенных при автоматическом изменении положений промежуточных дисков, каждому кинематическому передаточному отношению могли соответствовать различные комбинации Д, И Д,, однако можно полагать, что минимально возможные максимально

возможные Д = Д, = 4. Кривая КПД определенная для Д = Д,= 1,25 отражает максимальный общий КПД планетарного дискового вариатора. Таким образом, экспериментальные точки КПД должны находиться в интервале, ограниченном кривыми КПД для Д, = Д,= 1,25 И Д, = Д, = 4.

На рисунке 5 представлены зависимости расчетных и экспериментальных общих КПД планетарного дискового вариатора от реального передаточного отношения . Треугольными маркерами обозначены данные экспериментов.

1}жп >% 100

90

80

70

60

50

1 !

V- ч \ ■

Ч 4 1 ^ | \ •

2 / / • Л ,

1,3 2,3 3,3 4,3 5,3 6,3 7,3 8,3 9,3 10,3 11,3 12,3 13,3 14,3

Рисунок 5 - Зависимость экспериментального г]жсп и расчетных цьА общих КПД планетарного дискового вариатора от реального передаточного отношения

П] = 2850 мин'1, Сантотрак-50: к - экспериментальный КПД; 1- расчетный КПД при /?„ = /?„= I; 2 - расчетный КПД при Д, = Д = 4; 3 - расчетный КПД при

Крайние правые точки расчетных кривых обозначают максимальные реальные передаточные отношения, соответствующие расчетной комбинации Д,

и Д,. Область, в которой по расчетам должны находиться экспериментальные точки КПД, выделена.

Видно, что экспериментальные точки КПД, представленные на рисунке 5, во всем диапазоне передаточных отношений расположены близко к кривой 3, отражающей максимальный общий КПД. Важно заметить, что максимальное реальное передаточное отношение крайней правой экспериментальной точки находится вблизи границы выделенной области, т.е. практически совпадает с одним из расчетных реальных передаточных отношений.

Согласно разработанной методике был рассчитан КПД для экспериментального стенда МГИУ, в котором имеет место один наружный контакт, с силой нажатия Как уже отмечалось, в

разработанной методике расчета КПД силовые потери мощности определяются раздельно в наружных и внутренних контактах (с учетом приведенного коэффициента трения /¿=0,001). Указанное разделение контактов на наружные и внутренние дает возможность использовать предложенную методику расчета КПД для непланетарных моделей, т.е. в передачах с только наружным или только внутренним контактом.

Зависимость расчетно-экспериментального КПД стенда МГИУ Т]иа от коэффициента запаса по сцеплению при различных нажимных силах и типах смазочного материала представлена на рисунке 6. Маркерами обозначены данные экспериментов, кривые 1...4 получены методом наименьших квадратов.

В процессе расчета КПД были выявлены соотношения потерь на геометрическое и упругогидродинамическое скольжение. Потери на геометрическое скольжение, безусловно, превосходят все остальные потери, значительно понижая общий КПД вариатора.

Важно заметить следующее: с уменьшением коэффициента запаса по сцеплению фактор упругогидродинамического скольжения снижает общий КПД вариатора, однако КПД геометрического скольжения при этом растет

вследствие явления пассивной адаптивности. Рост КПД геометрического скольжения несколько компенсирует падение общего КПД с увеличением нагрузки, поэтому общий КПД падает не так резко, как это было бы при простом проскальзывании, что и наблюдалось в ходе испытаний опытного образца вариатора.

ЦТнз, %

0,9

3,88

),8б

),84

>,82

0,8

|,78

|,76

/ 1

/ 3

1,5

2,5

3,5

Рисунок 6 - Зависимость расчетно-экспериментального КПД стенда МГИУ от коэффициента запаса по сцеплению ¡5 при различных силах нажатия Q и типах смазочного материала: 1, Д - При Q = 500 Н, Сантотрак-50; 2, П- при Q =500Н, М-8; 3, А-при б = 800 Н, Сантотрак-50; 4, при 0 = 800 Н, М-8.

В главе б предложена методика расчета рациональных нажимных сил на фрикционные диски. Согласно новой методике были определены рациональные

21

нажимные силы для экспериментального режима нагружения планетарного вариатора.

Нажимные силы на внешние и внутренние диски при применении используемых в опытном образце вариатора плоской и тарельчатой пружин менялись в зависимости положения промежуточных фрикционных дисков (или кинематического передаточного отношения) так, как это показано на рисунке 7 соответственно кривыми 1 и 2. При этом крутящий момент на выходном валу вариатора менялся в пределах Т2„ = 7...46 Нм (см. рисунок 9, кривая 2), а КПД планетарного вариатора Т]жс„ от 70% до 96% (рисунок 8, кривая 1).

Рисунок 7 - Зависимость нажимных сил на внешние Q, и внутренние диски от кинематического передаточного отношения при экспериментальном режиме нагружения вариатора: 1 - нажимная сила ()в, создаваемая плоской пружиной (экспериментальное); 2 - нажимная сила создаваемая тарельчатой пружиной (экспериментальное), 3 — рациональная нажимная сила Q, на внешние диски; 4 - рациональная нажимная сила <2„ на внутренние диски.

Проведенные исследования показали, что при рациональном подборе нажимных устройств можно существенно повысить как крутящий момент на выходном валу (см. рисунок 9, кривая 3), так и общий КПД вариатора (см. рисунок 8, кривая 2). Зависимости рациональных нажимных сил на внешние и внутренние диски для экспериментального режима нагружения от

кинематического передаточного отношения представлены на рисунке 7 соответственно кривыми 3 и 4.

Г&, %

100 J

95 9065 ■ 807570

0

Рисунок 8 - Зависимость общих КПД планетарного вариатора от частоты вращения выходного вала п^ вариатора: 1 - экспериментальный КПД, Т]жсп\ 2 -расчетный максимальный КПД, полученный при подборе рациональных характеристик нажимных устройств, цьл.

Т), Т2жл, Т2, Нм

1 2 3 4 5 6 7 Ьк

Рисунок 9 - Зависимость крутящего момента от кинематического передаточного отношения 1 - крутящий момент на входном валу вариатора (экспериментальный), 2 - крутящий момент на выходном валу вариатора (экспериментальный), 3 - расчетный крутящий момент на выходном валу вариатора, полученный при подборе рациональных характеристик нажимных

устройств, Г;. 23

Расчет геометрических параметров тарельчатой пружины и плоской дисковой пружины, осуществляющих нажатие соответственно на центральные внутренние и внешние диски планетарного вариатора, а также расчет напряжений растяжения и сжатия пружин осуществлялся с применением метода конечных элементов (МКЭ).

Основные выводы

1. Полученные универсальные математические выражения для определения предельного коэффициента упругогидродинамического трения в точечном смазываемом контакте фрикционной передачи позволяют определять этот коэффициент в широком диапазоне меняющихся геометрических, силовых и температурных параметров, а также типа смазочного материала, что подтверждено многочисленными экспериментальными данными, в том числе и полученными автором.

2. Определение реальных передаточных отношений для планетарной и непланетарной фрикционных дисковых передач с помощью программного комплекса позволяет на этапе проектирования прогнозировать потери скорости от смещения нескользящей точки и упругогидродинамического скольжения в контактах при различных режимах нагружения, а также оценить каждую составляющую этих потерь.

3. Расчет КПД с учетом предельного коэффициента упругогидро-динамического трения, упругогидродинамического скольжения в контактах, рационального коэффициента запаса по сцеплению позволяет достоверно определять КПД планетарных и непланетарных фрикционных дисковых вариаторов, проектировать фрикционный вариатор с учетом этих параметров, проводить анализ экспериментальных данных.

4. Результаты расчета по комплексной программе на ЭВМ показали, что максимальные значения КПД будут наблюдаться при работе фрикционной передачи с коэффициентом запаса по сцеплению равным 1,15... 1,25, поэтому на стадии проектирования фрикционной передачи' рекомендуется задавать коэффициент запаса по сцеплению близким к рациональному.

5. Разработанная методика расчета рациональных сил нажатия на фрикционные диски, основанная на определении КПД с учетом явления упругогидродинамического скольжения, рационального коэффициента запаса по сцеплению и предельного коэффициента упругогидродинамического трения в контактах позволяет получать максимальные КПД и несущую способность планетарного дискового фрикционного вариатора.

6. Возможность реализации нажимных устройств центральных фрикционных дисков с полученными рациональными характеристиками подтверждена расчетом их геометрических параметров, удовлетворяющих условиям компановки вариатора.

Основные положения диссертации опубликованы в следующих работах:

1. Отрохов В.П., Гулиа Н.В., Петракова ЕА, Юрков СА Бесступенчатая коробка передач для ЗиЛ-5301 // Автомобильная промышленность. -1998.-№7.-С.16-18.

2. Гулиа Н.В., Петракова Е.А., Юрков С.А. Бесступенчатая коробка передач новой концепции // Труды МГИУ. - 1998. - С.145-151.

3. Гулиа Н.В., Петракова Е.А. Передаточное число и КПД нового планетарного дискового вариатора // Труды МГИУ. - 1998. - С. 139-144.

4. Гулиа Н.В., Петракова Е.А., Юрков С.А., Ковчегин Д.А., Волков Д.Б. Расчет основных параметров фрикционного дискового вариатора: метод, указания. - МГИУ, 2000. - С.35.

5. Гулиа Н.В., Юрков С.А., Петракова Е.А., Ковчегин Д.А., Волков Д.Б. Методика расчета основных параметров фрикционного дискового вариатора // Справочник. Инженерный журнал. - 2001. - № 1. - С.30-39.

6. Гулиа Н.В., Петракова Е.А., Ковчегин Д.А., Юрков С.А. Пассивная адаптивность - дополнительный эффект вариатора, созданного в МГИУ//Автомобильная промышленность. - 2003. -№12. - С. 15-17.

7. Гулиа Н.В., Петракова Е.А. Расчет коэффициентов трения в точечном контакте фрикционной бесступенчатой передачи.// Справочник. Инженерный журнал. - 2003. -№10. - С.38-42.

8. Гулиа Н. В., Ковчегин Д. А., Юрков С. А., Петракова Е.А. Простая формула для определения коэффициента трения в смазываемых дисковых вариаторах. // Наука и техника. Международный научно-технический сборник. Электронная версия, http://www.n-t.org/tp/ts/oeh.htm.-2004.

9. Гулиа Н.В., Петракова Е.А., Ковчегин Д.А., Юрков С.А., Пассивная адаптивность и "живучесть" фрикционного вариатора. // Наука и техника. Международный научно-технический сборник. Электронная версия. (www.n-t.org/tp/ts/mv.htm)-2004.

Ю.Гулиа Н.В., Петракова Е.А. Методика расчета КПД планетарного фрикционного дискового вариатора. Справочник. Инженерный журнал. -2004.-№4.-С. 14-20.

11. Гулиа Н.В., Ковчегин Д.А., Юрков С.А., Петракова Е.А., Определение коэффициента трения в смазываемых дисковых вариаторах. // Техника, технологии и перспективные материалы: Межвуз. сб. науч. трудов / Под ред. А.Д. Шляпина. -М.: МГИУ. -2004. - С.17-21.

12. Петракова Е.А., Гулиа Н.В., Пассивная адаптивность и "живучесть" планетарного дискового вариатора // Техника, технологии и перспективные материалы: Межвуз. сб. науч. трудов / Под ред. А.Д. Шляпина. -М.: МГИУ. -2004. -С.114-117.

13. Гулиа Н.В., Петракова Е.А., О влиянии скольжения на КПД планетарного дискового вариатора // Техника, технологии и перспективные материалы: Межвуз. сб. науч. трудов / Под ред. А.Д. Шляпина. -М.: МГИУ.-2004.-С.28-33.

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Петракова Екатерина Алексеевна

Повышение несущей способности и КПД планетарного дискового фрикционного вариатора

Лицензия на издательскую деятельность ЛР №01741 от 11.05.2000 Подписано в печать 13.10.2004. Формат 60x90'/,« Уч.изд. л. 1,75. Тираж 50 экз. Заказ № 190

Отпечатано в Издательском Центре МГТУ «СТАНКИН» 103055, Москва, Вадковский пер., д.За

£19282

РНБ Русский фонд

2005-4 16334

Условные обозначения.

Введение.

Глава 1. Состояние вопроса и постановка задач исследования.

1.1 Анализ ранее выполненных исследований, направленных на проектирование многодисковых фрикционных передач с точечным контактом.

1.2 Определение некоторых геометрических, силовых и скоростных параметров планетарного дискового вариатора.

1.3 Анализ методики расчета основных параметров фрикционного дискового вариатора.

1.4 Задачи исследования.

Глава 2. Экспериментальная база для проведения исследований.

2.1 Испытательный стенд X. Воячека с контактирующими телами в виде шара и цилиндра.

2.2 Испытательный стенд О.Г. Ромашкина.

2.3 Опытный образец планетарного дискового вариатора.

2.4 Испытательный стенд кафедры "Детали машин" МГИУ.

2.5 Испытательный стенд X. Воячека с контактирующими телами в виде шара и конуса.

Глава 3. Получение аналитических зависимостей для определения коэффициента УГД трения в точечном смазываемом фрикционном контакте.

3.1 Анализ основной зависимости для расчета коэффициента УГД трения.

3.2 Учет влияния суммарной скорости качения на коэффициент

УГД трения.

3.3 Учет влияния контактного напряжения на коэффициент УГД трения.

3.4 Получение новых математических выражений для расчета коэффициента УГД трения с учетом влияния температуры ЖСМ.

3.5 Выводы по главе.

Глава 4. Разработка методов определения потерь скорости от смещения нескользящей точки и УГД скольжения в контактах бесступенчатых передач.

4.1 Метод определения потерь скорости в контакте фрикционной передачи.'.

4.2 Анализ потерь скорости от смещения нескользящей точки и УГД скольжения для испытательного стенда кафедры "Детали машин" МГИУ.

4.3 Метод определения потерь скорости для планетарной модели фрикционной дисковой передачи.

4.4 Анализ потерь скорости от смещения нескользящей точки и УГД скольжения в контактах планетарного дискового вариатора.

4.5 Выводы по главе.

Глава 5. Разработка методологии определения потерь и КПД планетарного дискового вариатора. 5.1 Методология расчета потерь и КПД в контактах планетарного дискового вариатора.

5.2Метод определения расчетно-экспериментального КПД планетарного дискового вариатора по данным испытаний.

5.3Анализ влияния силовых и скоростных потерь в фрикционных контактах на КПД планетарного дискового вариатора.

5.40пределение рационального коэффициента запаса по сцеплению в контакте фрикционной передачи для получения максимального КПД. .'

5.5Проверка достоверности разработанной методики расчета

КПД планетарного дискового вариатора.

5.60пределение потерь и КПД фрикционной передачи испытательного стенда кафедры "Детали машин" МГИУ.

5.7Выводы по главе.

Глава 6. Выбор и способы осуществления рациональных параметров нажимных усилий на фрикционные диски планетарного вариатора.

6.1 Выбор способа осуществления нажатия на фрикционные диски.

6.2Разработка метода расчета рациональных параметров нажимных усилий на фрикционные диски. б.ЗВыбор нажимных устройств и подбор их рациональных рабочих характеристик.

6.4Выводы по главе.

Актуальность темы. В последнее время одним из наиболее перспективных механических приводов становится бесступенчатый привод на основе вариаторов.

Вариаторы выгодно отличаются от гидротрансформаторов, гидрообъемных и электрических передач хотя бы уже потому, что в них отсутствует преобразование форм и видов энергии.

Гидротрансформаторы и гидрообъемные передачи имеют ряд недостатков, например, низкий КПД, наибольшие значения которого находятся в узком диапазоне, сложность конструкции, высокая стоимость. Наиболее распространены в технике, особенно автомобильной, гидротрансформаторы. Однако они имеют узкий диапазон саморегулируемых передаточных отношений и требуют дополнительной, часто многоступенчатой, передачи.

Электрические передачи, в современном исполнении хоть и достаточно экономичны, однако имеют большую массу и стоимость. Это связано с тем, что каждая электромашина рассчитывается на определенный крутящий момент по своему максимальному магнитному полю. Повышение передаваемого крутящего момента происходит за счет увеличения размеров электромашины.

Вариаторы получают распространение как в виде мотор-вариаторов, выпускаемых многими фирмами в промышленно развитых странах, так и в качестве коробок передач автомобилей. Механические бесступенчатые трансмиссии современных машин в основном создаются на основе трех типов фрикционных вариаторов: ременного, цепного и тороидального. Все они не лишены недостатков.

Значительные контактные напряжения в фрикционных контактах требуют применения специальных сталей и синтетических материалов для обеспечения требуемой долговечности силовых элементов (ремня, цепи, шкивов, промежуточных роликов).

Во всех указанных конструкциях вариаторов присутствует сложная (обычно - с гидравлическим управлением) система создания нажимного усилия на рабочие фрикционы.

Диапазон варьирования передаточного отношения рассматриваемых вариаторов достаточно мал; причем в указанном диапазоне осуществляются как понижающие, так и повышающие передачи, что является малопригодным, например, для применения таких передач в трансмиссии автомобиля.

Ни ременный, ни цепной вариаторы не могут быть выполнены по планетарной схеме, вследствие чего эти вариаторы имеют невысокий КПД при всех значениях передаточных отношений. Тороидальный вариатор принципиально может быть выполнен по планетарной схеме, однако гироскопические воздействия на опоры промежуточных роликов делает его малоэффективным для реальных (высоких) частот вращения. Между тем, именно работа по планетарной схеме обеспечивает существенное повышение КПД вариатора, особенно на низких передаточных отношениях.

Все три типа вариаторов требуют для своей работы сложных систем электронного управления, поскольку не обладают органически присущим конструкции свойством самоприспосабливаемости (адаптивности).

Для целого ряда машин представляются перспективными планетарные ' дисковые смазываемые вариаторы [71], тела качения которых контактируют через масляную пленку, а также те, в которых осуществляется точечный контакт, обеспечивающий наилучшие эксплуатационные показатели. Наличие большого количества точек контакта, а также большие приведенные радиусы кривизны в дисковом вариаторе позволяют получить существенно меньшие контактные напряжения, чем, например, в цепном и тороидальном вариаторах, а обязательное наличие разделительной упругогидродинамической (УГД) пленки между силовыми фрикционными элементами при передаче крутящего момента значительно повышает долговечность вариатора и позволяет изготовлять фрикционные диски из недорогих пружинно-рессорных сталей либо подшипниковых сталей [22].

Кроме того, вариаторы, выполненные по планетарной схеме и имеющие одну принципиальную особенность - упруго-податливые (гибкие) центральные фрикционные диски малой толщины, обладают рядом преимуществ по сравнению с другими вышеупомянутыми бесступенчатыми передачами. Гибкие центральные диски позволяют компенсировать погрешности • изготовления дисков, использовать до 95% пятен контактов и загрузить все точки фрикционного контакта практически равномерно, что дает возможность довести допускаемые напряжения в контакте до оптимальных для сопрягаемых материалов. Это означает, что допускаемые напряжения могут быть увеличены по сравнению с традиционными конструкциями вариаторов с жесткими дисками более чем в 3 раза. Упругость дисков позволяет создавать благоприятные условия их контактного взаимодействия и повышать линейные скорости качения, резко снижая динамические нагрузки и упругогидродинамическое (УГД) скольжение.

Кроме того, гибкие диски в многодисковых вариаторах позволяют совместить быстроходную и тихоходную ступени вариатора по оси, сокращая габариты механизма [30].

В результате, при заданном значении крутящего момента, объем и масса вариатора уменьшаются примерно в пять раз при одновременном увеличении КПД, упрощении и удешевлении конструкции. Так, например, мотор-вариатор с асинхронным двигателем мощностью 2,2 кВт ,3000 мин"1 обеспечивает на выходе частоту вращения 2200.200 мин"1 при максимальном моменте до 80 Нм. По своим показателям мотор-вариатор массой около 30 кг заменяет электродвигатель постоянного тока с последовательным возбуждением массой 125 кг и всеми сложностями, свойственными последнему. При частотном регулировании мотор-вариатор заменяет асинхронный двигатель массой около 200 кг, не считая преобразователя (рисунок 1).

Кроме того, планетарный дисковый вариатор позволяет применить простое по конструкции устройство нажима на силовые фрикционные элементы.

Планетарный дисковый вариатор, как в адаптивном исполнении, так и с принудительным регулированием, может применяться в различных механических приводах, требующих регулировки по скорости, в которых необходимо заменить ступенчатое регулирование на бесступенчатое. Такие вариаторы выпускаются рядом зарубежных фирм, из которых можно отметить германскую фирму "Lenze" [22].

Внедрение такого вариатора в механизмы регулируемых приводов технологического оборудования позволяет уменьшить энергопотребление и

Рисунок 1 - Мотор-вариатор и эквивалентный ему по моменту асинхронный двигатель, стоимость привода. Особенно актуально использование планетарного дискового вариатора в таких механизмах, где требуется «мягкая» (гиперболическая) характеристика привода, когда снижение частоты вращения автоматически вызывает повышение крутящего момента с сохранением практически постоянной мощности.

Вместе с тем, при всей перспективности применения планетарного дискового вариатора с гибкими дисками и точечным смазываемым контактом, к настоящему времени теория расчета основных параметров указанного вариатора является незаконченной и требует доработки и совершенствования.

Для научно-обоснованного проектирования планетарного дискового вариатора необходимо достоверное определение коэффициентов упруго гидродинамического (УГД) трения, КПД с учетом как силовых, так и скоростных потерь и других основных характеристик фрикционной передачи.

Отсутствие теории и методики определения скоростных потерь от УГД скольжения в фрикционном контакте не позволяет оценить составляющую этих потерь, ее роль в общем балансе потерь и предложить методы минимизации этих потерь с целью повышения КПД. Кроме того, без учета потерь скорости от УГД скольжения невозможно прогнозировать границы передаточных отношений для реальных конструкций дисковых вариаторов.

И, самое важное, без указанных выше исследований к настоящему времени невозможно определять рациональные нажимные усилия на фрикционные диски. Нерациональное нажатие на диски вызывает снижение КПД и несущей способности вариатора во всем диапазоне передаточных отношений, создает неблагоприятные условия в контактах, вызывает быстрый: износ дисков.

Проведение указанных выше исследований позволило бы эффективно проектировать вариаторную часть бесступенчатой передачи проводить анализ испытаний планетарного дискового вариатора.

Цель работы.

Повысить несущую способность и КПД планетарного дискового фрикционного вариатора путем установления его рациональных основных параметров.

Методы исследования. В работе использованы методы теоретической механики, трибологии и триботехники, математического моделирования, программирования, численные методы математического анализа, метод конечных элементов, расчетно-экспериментальные методы.

Объекты исследования — испытательные стенды: кафедры "Детали машин" МГИУ, О.Г. Ромашкина, X. Воячека, опытный образец планетарного дискового вариатора (МГИУ-АМО ЗиЛ).

Научная новизна:

1. Учтено влияние контактных напряжений, суммарной скорости качения, относительной скорости геометрического скольжения, температуры смазочного материала на коэффициент упругогидродинамического трения в широком диапазоне, определяющем все возможные режимы работы смазываемых вариаторов: <г = 467.2040 МПа, 1,68.50 м/с, р = 0,022.! м/с, Г= 50

100°С. Предложенная ранее формула О.Г.Ромашкина для определения предельного коэффициента УГД трения достоверна в диапазоне: 36.50 м/с, а = 676. 1682 МПа; <р = 0,025. .0,082 м/с. ,

2. Выявлено влияние УГД скольжения и коэффициента запаса по сцеплению на КПД и несущую способность планетарного фрикционного дискового вариатора. Практическая ценность состоит в:

-возможности автоматизированного проектирования и анализа испытаний планетарных дисковых фрикционных вариаторов с учетом наиболее значимых геометрических, силовых, скоростных, температурных параметров;

- определении нажимных сил на фрикционные диски с целью обеспечения максимальных КПД и несущей способности.

Апробация работы.

Основные положения диссертационной работы изложены на технических совещаниях УКЭР АМО ЗИЛ; на расширенном заседании кафедры «Детали машин» МГИУ в 2004 г., на семинарах по вариаторам этой же кафедры. Разработанные методики расчета и проектирования планетарного дискового, вариатора опубликованы для их широкого использования как в промышленности, так и в учебном процессе. Публикации.

По теме диссертации опубликовано 13 работ в центральной печати, в сборниках научных трудов и международном научно-техническом сборнике в Интернете.

Основные выводы по работе.

1. Полученные универсальные математические выражения для определения предельного коэффициента УГД трения в точечном смазываемом контакте фрикционной передачи позволяют определять этот коэффициент в широком диапазоне меняющихся геометрических, силовых и температурных параметров, а также типа смазочного материала, что подтверждено многочисленными экспериментальными данными, в том числе и полученными автором.

2. Определение реальных передаточных отношений для планетарной и непланетарной фрикционных дисковых передач с помощью программного комплекса позволяет на этапе проектирования прогнозировать потери скорости от смещения нескользящей точки и УГД скольжения в контактах <при различных режимах нагружения, а также оценить каждую составляющую этих потерь.

3. Расчет КПД с учетом предельного коэффициента УГД трения, УГД скольжения в контактах, рационального коэффициента запаса по сцеплению позволяет достоверно определять КПД планетарных и непланетарных фрикционных дисковых вариаторов, проектировать фрикционный вариатор с учетом этих параметров, проводить анализ экспериментальных данных.

4. Результаты расчета по комплексной программе на ЭВМ показали, что максимальные значения КПД будут наблюдаться при работе фрикцион юй передачи с коэффициентом запаса по сцеплению равным 1,15. 1,25, поэтому на стадии проектирования фрикционной передачи рекомендуется задавать коэффициент запаса по сцеплению близким к рациональному.

5. Разработанная методика расчета рациональных сил нажатия на фрикционные диски, основанная на определении КПД с учетом явления УГД скольжения, рационального коэффициента запаса по сцеплению и предельного коэффициента УГД трения в контактах позволяет получать максимальные КПД и несущую способность планетарного дискового фрикционного вариатора.

6. Возможность реализации нажимных устройств центральных фрикционных дисков с полученными рациональными характеристиками подтверждена расчетом их геометрических параметров, удовлетворяющих условиям компановки вариатора.

1. Гулиа Н.В., Патент РФ №2140028, Многодисковый планетарный • вариатор, 1999 г.

2. Гулиа Н.В., Патент РФ №2138710, Автоматическая бесступенчатая передача, 1999 г.

3. Гулиа Н. В., Ковчегин Д. А., Юрков С. А. Основные экспериментальные характеристики нового адаптивного вариатора//Наука и техника. Международный научно-технический сборник. Электронная версия. http://www.n-t.org/tp/ts/oeh.htm.-2004.

4. Гулиа Н.В., Юрков С.А. Система автоматического регулирования передаточного отношения планетарного дискового вариатора // Труды МГИУ. 2000. - Т.1. - С.144-149.

5. Гулиа Н.В., Власов А.Е., Юрков С.А. Автоматическая бесступенчатая коробка передач новой концепции // Автотракторостроение, промышленность и высшая школа: Докл. XXVII Научно-техническая конференция МАМИ. 29-30 сентября 1999 г. Москва, 1999.

6. Гулиа Н.В., Власов А.Е., Юрков С.А. Механическая бесступенчатая передача для грузовых автомобилей и автобусов. Перспективы использования // Грузовик & Автобус, троллейбус, трамвай. 1999. — №12. -С.7-12.г

7. Ю.Гулиа Н.В., Ковчегин Д.А, Юрков С.А. Расчетно-экспериментальное определение коэффициентов трения дискового вариатора.//Техника, технология и перспективные материалы: Сборник статей. — М. МГИУ.-2002.-С.12.-19.

8. Гулиа Н.В., Ковчегин Д.А., Юрков С.А., Петракова Е.А., Определение коэффициента трения в смазываемых дисковых вариаторах. // Техника, технологии и перспективные материалы: Межвуз. сб. науч. трудов / Под ред. А.Д. Шляпина. -М.: МГИУ. -2004. С. *

9. Гулиа Н.В., Петракова Е.А. Передаточное число и КПД нового планетарного дискового вариатора // Труды МГИУ. 1998. - С. 139-144.

10. Гулиа Н.В., Петракова Е.А., Ковчегин Д.А., Юрков С.А., Пассивная адаптивность дополнительный эффект вариатора, созданного в МГИУ//Автомобильная промышленность. - 2003. -№12. - С. 15-17.

11. Н.Гулиа Н.В., Петракова Е.А., Ковчегин Д.А., Юрков С.А., Пассивная адаптивность и "живучесть" фрикционного вариатора. // Наука и техника. Международный научно-технический сборник. Электронная версия. (www.n-t.org/ip/ts/mv.htmV22.10.2001.

12. Гулиа Н.В., Петракова Е.А., Расчет коэффициентов трения в точечном' контакте фрикционной бесступенчатой передачи.// Справочник. Инженерный журнал. 2003. - №10. - С.38-42.

13. Гулиа Н.В., Петракова Е.А., Юрков С.А. Бесступенчатая коробка передач новой концепции // Труды МГИУ. 1998. - С.145-151.

14. Гулиа Н.В., Петракова Е.А., Юрков С.А., Ковчегин Д.А., Волков Д.Б. Расчет основных параметров фрикционного дискового вариатора: метод, указания. МГИУ, 2000. - С.35.

15. Гулиа Н.В., Петракова Е.А., Методика расчета КПД планетарного фрикционного дискового вариатора.// Справочник. Инженерный журнал. — 2004.- №4. -С. 14-30.

16. Гулиа Н.В., Петракова Е.А., О влиянии скольжения на КПД планетарного дискового вариатора // Техника, технологии и перспективные материалы: Межвуз. сб. науч. трудов / Под ред. А.Д. Шляпина. -М.: МГИУ. -2004. С.

17. Гулиа Н.В., Юрков С.А. Определение коэффициента упругогидродинамического трения в зонах контактов фрикционных вариаторов при наличии верчения. Сборник научных трудов МГИУ. -2001. -с.38-47.

18. Гулиа Н.В., Юрков С.А. Адаптивный вариатор и его возможности. Результаты экспериментальной проверки// Автомобильная промышленность.-2002.-№3 .-С. 17-20.

19. Гулиа Н.В., Клоков В.Г., Юрков С.А. Детали машин:Учебник для с*уд. учреждений сред.проф.образования.-М.:Изд.центр "Академия", 2004.-416 с.

20. Гулиа Н.В., Юрков С.А. Новый адаптивный фрикционный вариатор для бесступенчатой трансмиссии автомобиля// Наука и техника. Международный научно-технический сборник. Электронная версия. (www.n-t.org/ip/ts/mv.htm)-22.10.2001.

21. Гулиа Н.В., Юрков С.А. Новый многодисковый вариатор с "мягкой" рабочей характеристикой// Наука и техника. Международный научно-технический сборник. Электронная версия, (www.n-t.org/ip/ts/mv.htm)-16.11.2001.

22. Гулиа Н.В., Юрков С.А. Новый планетарный дисковый вариатор// Вестник машиностроения. -2003г. -№4. -С.3-7.

23. Гулиа Н.В., Юрков С.А. Обеспечение оптимального нажима дисков фрикционного вариатора // Труды МГИУ. 1999. - С. 172-176.

24. Гулиа Н.В., Юрков С.А., Петракова Е.А., Ковчегин Д.А., Волков Д.Б. Методика расчета основных параметров фрикционного дисковоговариатора // Справочник. Инженерный журнал. 2001. - №1. - С.30-39.

25. Петракова Е.А., Гулиа Н.В., Пассивная адаптивность и "живучесть" планетарного дискового вариатора // Техника, технологии и перспективные материалы: Межвуз. сб. науч. трудов / Под ред. А.Д. Шляпина. -М.: МГИУ. -2004. С.

26. Ильюшин Г. С. Исследование потерь мощности во фрикционном модуле нового дискового вариатора для бесступенчатой трансмиссии автомобиля // Труды МГИУ. 1996. - С.79-86.

27. Ильюшин Г.С., Гулиа Н.В. Определение компоновочных размеров дисков и числа потоков мощности вариатора с гибкими дисками // Труды МГИУ. — 1998. -С.181-186.

28. Отрохов В.П., Гулиа Н.В., Петракова Е.А., Юрков С.А. Бесступенчатая коробка передач для ЗиЛ-5301 // Автомобильная промышленность. 199*8. -№7.-С. 16-18.

29. Пронин Б.А., Ревков Г.А. Бесступенчатые клиноременные и фрикционные передачи (вариаторы). 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1967. - 404 с.

30. Ромашкин О. Г. О влиянии геометрии основного контакта фрикционной бесступенчатой передачи на коэффициент трения // Трение и износ. —1986. -Т.7. №5. - С.894-899.

31. Ромашкин О. Г. Определение координат полюса качения и точки приложения равнодействующей сил трения фрикционного вариатора.г

32. Ромашкин О.Г. Коэффициент трения в контактах регулируемой фрикционной передачи // Вестник машиностроения. 1975. - №2. — С. 3134.

33. Ромашкин О.Г. О режимах смазки в контактах вариатора скорости при использовании фрикционного масла // Вестник машиностроения. — 1988. — №11.-0.14-18.

34. Ромашкин О.Г., К выбору геометрии основного контакта фрикциог#юй бесступенчатой передачи, работающей в масляной среде//Трение, износ и смазочные материалы, т.4.- Ташкент, 1985.

35. Ромашкин О.Г., К определению смещения нескользящей точки фрикционной бесступенчатой передачи с точечным начальным контактом// Трение и износ.-1986.- т.7, №1.-С.69-73.

36. Ромашкин О.Г., О трении в контактах вариатора с раздвижными конусами и самозатягивающимся кольцом//Вестник машиностроения.-1987.-№ 1 .-С. 1820.

37. Ромашкин О.Г., Фрикционные свойства вариатора с раздвижными конусами и самозатягивающимся кольцом//Вестник машиностроения.-1984.-№12. С.13-16. ?

38. Ромашкин О.Г., О положении полюса качения и точки приложения окружного усилия в основном контакте фрикционного вариатора//Вестник • машиностроения,-1998.-№7. С.8-11.

39. Елманов И.М., Глухов Е.В., Коган Э.А. Результаты испытаний высокотяговых смазочных материалов на высокоскоростном стенде // Триботехнологические проблемы в машиностроении. Рига: РТУ, 1990. -С.63-73.

40. Елманов И.М., Колесников В.И. Термовязкоупругие процессы трибосистем в условиях упругогидродинамического контакта. Ростов-на-Дону: Центр Высшей школы, 1999. - 173 с.t

41. Елманов И.М., Ромашкин О.Г. Построение и исследование карты реологических состояний для высокотяговой жидкости "Santotrac 50" // Труды РГУПС. -1997. 4.2. - С.77-82.

42. Есипенко Я. И. Механические вариаторы скорости. К.: Государственное изд-во технической литературы УССР, 1961.

43. Кудрявцев В.Н., Кирдяшев Ю.Н., Планетарные передачи. Справочник.-Л.'Машиностроение, 1977.-536 с.-ил.

44. Дроздов Ю.Н., Арчегов В.Г., Смирнов В.И. Противозадирная стойкость трущихся тел. М.: Наука, 1981. — 140 с.

45. Дроздов Ю.Н., Данилов В.Д. Коэффициенты трения для фрикционных ■ передач, работающих со смазкой // Передаточные механизмы. М.: Машиностроение, 1966. - С. 86 - 92.

46. Дроздов Ю.Н., Ромашкин: О.Г. Расчет толщины масляной пленки во фрикционном контакте бесступенчатой передачи // Машиноведение. 1980. -№1. - С.85-90.

47. Дроздов Ю.Н., Ромашкин О.Г. Режим смазки фрикционной бесступенчатой передачи // Вестник машиностроения. 1977. - № 10. - С.34 - 37.

48. Дроздов Ю.Н., Ромашкин О.Г., Смирнов В.И., Павлик Б.Б. Исследование коэффициентов трения фрикционных масел // Вестник машиностроения. -1983. -№5. С. 21-23.

49. Михайлова В.А., Решетов Д.Н. Потери на площадке контакта в регулируемых фрикционных передачах//Вестник машиностроения.-1957.-№2.-С.8-10.

50. Петрушов В.А. Анализ работы многодисковых фрикционных трансформаторов // Труды НАМИ. 1960. - Вып. 90. - 80 с.

51. Петрушов В.А., Сперанский Н.Г. Испытание и методика рас^та многодисковых фрикционных трансформаторов с внутренним контактом // Труды НАМИ. 1963. - Вып. 52.

52. Ревков Г.А. Исследование нагрузочных характеристик многодискового вариатора скорости // Труды ВНИИМЕТМАШ. 1963. - Сб. 9. - С. 127-158.

53. Ревков Г.А. Трение в многодисковых фрикционных вариаторах// Вестник машиностроения. 1974. - №11. - С. 25- 27.

54. Ревков Г.А. Фрикционные свойства многодискового вариатора скорости // Вестник машиностроения. -1963. -№11.-C.7-11.

55. Ревков Г.А., Вержбицкий Н.Ф. Влияние ширины рабочего пояска дисков на эксплуатационные показатели многодисковых вариаторов скорости // Труды ВНИИМЕТМАШ.-1965.-сб. 15.-С. 127-135. *

56. ГОСТ 3057-90. Пружины тарельчатые. Общие технические условия. Введ. 01.07.91. - М.: Издательство стандартов, 1990. - 64 с.

57. Подшипники SKF, Общий каталог-справочник, SKF, 1989. -976с.

58. Нагорный С.М. Повышение несущей способности и КПД многодисковой бесступенчатой передачи // Передаточные механизмы. М.: Машиностроение, 1966. - С. 274 - 283.

59. Беленьких Е.В. Эффект стеклования смазочной пленки в тяжелонагруженном контакте дисковой машины трения // Трение и износ. -1996. -№1. С. 123-127.

60. Вересняк В.П. и др. Влияние шероховатости контактирующих поверхностей на толщину смазочной пленки // Трение и износ. — 1990. -Т.11.-№3.-С. 464-472.

61. Петрусевич А.И. Роль гидродинамической масляной пленки в стойкости и долговечности поверхностей контакта деталей машин // Вестник машиностроения. 1983. - №1. — С. 4-5.

62. Гринбейн Э.Р., Бойко Л.С., Ревков Г.А. Расчет и профилирование кулачков ' нажимного механизма многодисковых вариаторов // Вестник машиностроения. 1973.-№ 1.— с.10- 12.

63. Гринбейн Э.Р., Бойко Л.С., Ревков Г.А. Расчет и профилирование ролико-кулачкового нажимного механизма многодисковых вариаторов // Вестник машиностроения. 1973. - № 9. - с.29 — 31.

64. Биргер И.А. и др. Расчет на прочность деталей машин: Справочник / И.А. Биргер, Б.Ф. Шорр, Г.Б. Иосилевич. 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1993. - 640 с.

65. Осепчугов В.В., Фрумкин А.К. Автомобиль: Анализ конструкций, элементы расчета: Учебник для студентов вузов по специальности «Автомобили и автомобильное хозяйство».-М.: Машиностроение, 1989 304 с.

66. Перель Л. Я., Филатов А. А. Подшипники качения: Расчет, проектирование и обслуживание опор: Справочник — 2-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1992. — 608 с.

67. Фаробин Я.Е. Фрикционные передачи автомобилей и тракторов. -М.: Машгиз, 1962. 162 с.

68. Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов. 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1989.-496 с.

69. Gulia N.V., USA Patent №US6,558,286B1, 6.05.2003.

70. Vojacek Н. Traktionsfluide Struktur und Eigenschatten. Elmatic GmbH, Herrsching, BRD, 1989. - 26 s.

71. Wernitz W. Bestimmung der Bohrmomente und umfangskrafle bei hertzscher pressung mit punktberuhrung. Braunschweig: Vieweg. 1958. - 96 s.

72. Santotrac synthetic traction lubricants. Findett Corporation, Hart Publications Inc., 2000. - 32 p.

73. Beier H. Das "Beier getriebe" // Osterreichischer maschinenmarkt und elektrowirtschaft. Dezember, 1949. - IV Jahrgang. - Helf 28/24.

74. Yamaguchi J. Nissan's Extroid CVT // Automotive Engineering International. — February 2000. p. 157-165.

75. Lutz O. Zur Theorie des Keilriemen. Umschlingungsgetriebes. - Konstruktion, I960.-№7.-p. 265-268.