Экспериментальная оценка тяговой способности ременных передач с различными способами натяжения ремня Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

энергоснабжения пассажирского вагона. Научный рецензируемый журнал. - М., Известия МГТУ «тми», № 2(4),2007, с. 76-78.

2. Баловнев Н.П., Вавилов П.Г. О совершенствовании индивидуальной системы энергоснабжения пассажирских вагонов. Тяжелое машиностроение. 2009. № 3. с. 35-39.

3. Семин И.Н. Установка для испытания ременных передач. Научный рецензируемый журнал. - М., Известия МГТУ «тМИ», 2008, № 1(5), с. 123-127.

Экспериментальная оценка тяговой способности ременных передач с различными способами натяжения ремня

к.т.н. проф. Баловнев Н.П., Дмитриева Л.А., Семин ИЛ.

Университет машиностроения (495) 223-05-23,доб. 1500, [email protected]

Аннотация. Описываются результаты экспериментальных исследований тяговой способности ременных передач с различными способами натяжения ремня.

Ключевые слова: клиновой ремень, способ натяжения, тяговая способность Настоящие экспериментальные исследования проведены с целью установления рациональных норм натяжений ремней в передачах с различными способами натяжения, а именно: с натяжением ремня за счет его упругости (передача «а»); с автоматическим натяжением ремня с помощью груза и подвижного вала (передача «б»); с автоматическим натяжением подвижным роликом, установленным на ведомой ветви ремня (таблица 1).

Передача с автоматическим натяжением подвижным роликом, установленном на ведомой ветви ремня, исследовалась в двух вариантах - ролик внутри контура ремня (передача «в») и ролик вне контура ремня (передача от»). Это вызвано тем, что углы обхвата шкивов в этих передачах могут отличаться весьма значительно, следовательно, различной будет и их тяговая способность.

Таблица 1.

Схемы передач, силы предварительного натяжения ремня F0 и исходные соотношения

натяжений ветвей ремня F1 / F2= т

№ Передача «а» с Передача «б» с Передача от» с на- Передача от» с на-

пп закрепленными подвижным валом тяжным роликом тяжным роликом

валами фолик внутри кон- (ролик вне контура

тура ремня) ремня)

у {.¿¿^ )

1

н т Fo, Н т Fo, Н т Fo, Н т

1 184,4 5 178,1 5 178,1 2,33 178,1 2,33

2 59,4 5 59,4 5

3 33,3 8 33,3 8

Испытания передач проведены в сравнительном варианте, т.е. исходными базовыми передачами были передачи «а» и «б», рассчитанные по ГОСТ 1284.3-96 [1]. Для них исходное значение соотношения натяжений ведущей F1 и ведомой Frl ветвей ремня принято равным F1 /F2 = т = 5 [2, 3]. Передачи «в» и от» испытаны с т = 5, т = 8, а также с натяжением ведомой ветви ремня F2 = F0, определенным по ГОСТ 1284.3-96 для передач с автоматическим натяжением, для исключения влияния центробежных сил на тяговую способность.

Испытывались передачи с ремнем нормального сечения «А» длиной Ъ = 1500 мм. Расчетные диаметры шкивов передач всех типов были d 1 = d 2 = 160 мм. Частота вращения

Раздел 1. Наземные транспортные средства, энергетические установки и двигатели. ^ =950 мин"1.

Величину предварительного натяжения для передач «а» и «б» находим из выражения по ГОСТ 1284.3-96 для соотношения натяжений ветвей ремня F1/ F1= т = 5:

(2 5- С )-Р С

V2, (1)

0 Са-У-К

где: Ср - коэффициент динамичности и режима работы;

Рном - номинальная мощность передачи с одним ремнем, кВт;

Са - коэффициент, учитывающий угол обхвата на малом шкиве;

Сь - коэффициент, учитывающий длину ремня;

К - количество ремней в передаче;

V - скорость ремня, м/с;

ти - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, кг/м.

В передачах «в» и «г» величина предварительного натяжения должна быть иной, так как такие передачи имеют значительный запас по тяговой способности и согласно [4, 5, 6, 7] должны определяться по формуле:

Fo =

( т Л р -С _ с ном р

1 Са т — 1

(2)

V" 1 У

Здесь г - число ремней в передаче.

При этом рекомендуемое соотношение натяжений ветвей ремня [4, 5, 6] должно быть т = 8 . Тогда формула (2) принимает вид:

г 1041,14- Са )• Ртм-Ср

Ь0=-г—-. (3)

Для сравнения были испытаны передачи «в» и «г» с натяжением соответствующим т = 5 . При этом величина предварительного натяжения определится по (2) следующим образом:

„ 1041,25-Са)• Рном • Ср

Ь0=-г—-. (4)

Здесь принято Са = 1, так как предварительное натяжение при испытаниях передач «в» и «г» устанавливалось при минимально возможном отклонении ремня от горизонтали, и

начальные углы обхвата были близки к 180 0 .

Кроме изложенного для сравнения были испытаны передач «в» и «г» при натяжении ведомой ветви ремня = = 178,1 Н, что соответствует т = 2,33.

Все данные по и т сведены в таблицу 1.

При испытаниях фиксировались моменты на ведущем Т1 и ведомом Т2 валах, суммарное натяжение ветвей ремня = + , а также частоты вращения ведущего п1 и ведомого п2 валов передачи, т.е. параметры, позволяющие получить кривые скольжения и КПД передач. Все параметры фиксировались в динамическом режиме.

По результатам испытаний были построены кривые скольжения и КПД всех испытуемых передач для всех режимов, приведенных в таблице 1. Кривые строились в двух вариантах: по коэффициенту тяги 1|/ (рисунки 1.. .3) и моменту Т2 фисунки с 4 по 6).

Коэффициент тяги в процессе обработки результатов рассчитывался по формуле:

2 Т2

V = ~Г~Г. (5)

V

0.9 0.8 0.7 0.6 0.5 0.4 0.3

о.г 0.1 О

/ Л -1!

— —

/ V /1 Г/10.1. ф / / / 1 / / / |

1

х/ / /

: V

Х&т, ¥7 .х 2

0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9

С

0.09 0.08 0.07 0.06 0.05 0.04

о.оз 0,02 0.01 о

■ф

Рисунок 1 - Кривые скольжения и КПД: Г|(а,1,1|/)и £(а,1,\|/) - передача с натяжением ремня за счет упругости; Г|(б,1,1|/) и £(б,1,1|/) - передача с подвижным валом; Т|(в,1,1|/) и ^(в,1,\|/) - передача с автоматическим натяжением подвижным роликом, установленным внутри контура ремня при =178,1 Н; Г|(г,1,1|/) и ^(г,1,1|/) -передача с автоматическим натяжением подвижным роликом, установленным вне

контура ремня при = 178,1 Н

V

0.9 0.80.7 0.6' 0.5' 0.4 0.3' 0.2 0.1-О'

-_' ' * Г

/ Г) (б,1,тр) /

| Г1(а,1,тр) / 1 1 1

у; / 1 1 1 1

£

£ (в, 2,т1/) / Ч/1 /У

--../У у'.У

0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.3 0.9

■ф

0.09 0.08 0.07 0.06 0.05 0.04 0.03 0.02 0.01 О

Рисунок 2 - Кривые скольжения и КПД: Г|(а,1,1|/)и ^(а,1,\|/) - передача с натяжением

ремня за счет упругости; Г|(б,1,1|/) и £(б,1,1|/) - передача с подвижным валом; Г|(в,2,\|/) и £(в,2,\|/) - передача с автоматическим натяжением подвижным роликом,

установленным внутри контура ремня при =59,4 Н; Г|(в,3,1|/) и £(в,3,1|/) -передача с автоматическим натяжением подвижным роликом, установленным внутри

контура ремня при Е0 = 33,3 Н

Скольжение определялось по выражению:

Ь_(П1~ П 2 ) 0

ъ - , (6)

П1

где: 10 - передаточное отношение на холостом ходу.

Г)

0.3

0.80.70.60.50.40.3 0-2-

—

£ Ц 1Р. £ К) у Л

шил ■ -!'

/я Ч !&

\ '

' V-' ;••;:< -Л

—1——

0.09 0.08 0.07 0.06 0.05 0.04 0.03 0.02 0.01

0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 /

-ф

Рисунок 3 - Кривые скольжения и КПД: Г|(я,1,\|/)и £(я,1,\|/) - передача с натяжением

ремня за счет упругости; Г|(б,1,\|/) и £(б,1,\|/) - передача с подвижным валом; Г|(г,2,\|/) и £(г,2,1|/) - передача с автоматическим натяжением подвижным роликом, установленным вне контура ремня при ^^^ =59,4 Н; Г|(г,3,\|/) и £(г,3,\|/) - передача с автоматическим натяжением подвижным роликом, установленным вне контура

ремня при F0 =33,3 Н

п

о.э 0.8' 0.7 0.6 0.5 □.4 0.3 0.2 0.1 о

+7 Т^т*" ¥~ 1

*-77? П(е,1 Т)/ V (б, 1,Т) / / 11 1 \ 1 | / П(г,1 % » Т)

! >

с (0,1, 1у № 1,1)

/ / Не. и 1

/" X,

' \ №1,1

\

10 1Б го 25 30 35 40 45

о.оз о.оз

0.07 0.06 0.05 0.04

о.оз 0.02 0.01 о

Т2, Нм

Рисунок 4 - Кривые скольжения и КПД: Х\(а,1,Т)и Ъ(а,1,Т) - передача с натяжением ремня за счет упругости; Х\(б,1,Т) и £(6,1,7') - передача с подвижным валом; Г|(в,1,Г) и £(в,1, Т) - передача с автоматическим натяжением подвижным роликом,

установленным внутри контура ремня при F0 = 178,1 Н; Т|(г,1 ,Т) и ^г,1,71) -передача с автоматическим натяжением подвижным роликом, установленным вне

контура ремня при F0 = 178,1 Н

Кривые обозначены следующим образом: кривая КПД для передачи «а» с предварительным натяжением F0 =184,4 Н (таблица 1), построенная по моменту Т2 - т\(а,1,Т);

кривая скольжения передачи «г», с натяжением F0 = 33,3 Н, построенная по коэффициенту тяги \|/ - £(г,3,\|/).

Результаты испытаний представлены на рисунках с 1 по 6. На каждом рисунке для сравнения представлены кривые скольжения и КПД базовых передач «а» и «б» с предварительным натяжением, найденном по ГОСТ 1284.3-96, т.е. кривые Г|(я,1,\|/), £(я,1,\|/)и

ФХу), £(б,1,\|/) или ц{аХТ), ^(аХТ) и ф, 1,Т), £(б,1,Г).

V

о.э 0.8' 0.7' 0.6 0.5 0.4 0.3 0.2 0.1 0)

3=4=^=4 —^ - = —) !

/ Г' Г) (б, 1,Т) / ФХЦМ^ 2,Т)

\ \ \

/ : 1 1

/ / } 1 1 . \а. 1.1/

1) / /' / ; ш,1!)

Т) / / /

ч Ч, У ./■■ I /. / в,2,Т)

10 15 20 25 30 35 40 45

£

0.09 0.08 0.07 0.08 0.05 0.04 0.03 0.02 0.01 0

7л Им

Рисунок 5 - Кривые скольжения и КПД: х\(а,1,Т)и Ъ>(а,1,Т) - передача с натяжением

ремня за счет упругости; у\(б,1,Т) и Ъ(б,1,Т) - передача с подвижным валом; ■Х\(в,2,Т) и Е,(в,2,Т) - передача с автоматическим натяжением подвижным роликом,

установленным внутри контура ремня при =59,4 Н; ч\(в,Ъ,Т) и Ъ(в,Ъ,Т) -передача с автоматическим натяжением подвижным роликом, установленным внутри

контура ремня при = 33,3 Н

V

о.э 0.8 0.7 0.6 0.5 0.4 0.3 0.2 0.1 о

1

/ 71(6, 1,Т) 7 )(г,ЗД 4 ,2,Т)

/

/1 V -V.

• ; 1 V'

Т) \

N ! / / Г К(г,ЗЛ)

/ / / / \ ((г,2, Т)

10 15 20 25 30 35 40 45

0.09 0.08 0.07 0.06 0.05 0.04 003 0.02 0.01 0

Т2, Им

Рисунок 6 - Кривые скольжения и КПД: \\(а,1,Т)и Ъ(а,1,Т) - передача с натяжением

ремня за счет упругости; \\(б,1,Т) и Ъ(б,1,Т) - передача с подвижным валом; х\(г,2,Т) и £(г,2,Г) - передача с автоматическим натяжением подвижным роликом, установленным вне контура ремня при =59,4 Н; т\(г,3,Т) и Ъ(г,3,Т) - передача с автоматическим натяжением подвижным роликом, установленным вне контура ремня

при ^ =33,3 Н

На рисунках 2 и 5 дополнительно приведены скривые для передач «в» при двух уровнях предварительного натяжения, соответствующих т = 5 и т = 8, а на рисунках 3 и 6 аналогичные для передачи «г».

Из рисунка 1 видно, что, на первый взгляд, при стандартном натяжении ни одна из передач явных преимуществ не имеет, а именно, при «оптимальном» [8, 9] коэффициенте тяги 1|/ опт =0,67 (вертикальная штриховая линия) уровень скольжения и КПД практически совпадают, и лишь для передачи «в» скольжение несколько выше, однако оно не выходит за рекомендуемые значения. Кроме того, при уменьшенных значениях F0 передачи «в» и «г» фисунке 2 и рисунке 3) имеют более низкий КПД по сравнению с базовыми передачами, но выигрывают по величине скольжения несущественно, поскольку и у базовых передач скольжение в допустимых пределах.

Существенным следует признать лишь то, что у базовых передач КПД более стабилен практически на всем диапазоне изменения коэффициента тяги 1|/, а у передач «в» и от» он достаточно высок только при больших значениях Ц/.

Если же обратиться к графикам, построенным по моменту Т2, то картина становится явно другой. Так, из рисунка 6 видно, что передача от» не выходит за рекомендуемые значения скольжения (3%) даже при минимальном предварительном натяжении при моменте Т2= 41 Н.м, а у передач «а» и «б» наступает полное буксование уже при моментах Т2= 35 Н.м и Т2 = 27 Км соответственно. КПД при этом у всех передач приемлемый.

Значительно хуже показатели как по скольжению, так и по КПД у передачи от» по сравнению с передачей от» и сравнимы с передачей «а», что объясняется известным эффектом самонатяжения последней [9].

Результаты измерений углов наклона ведомой ветви ремня передач от» и от» на холостом ходу и под нагрузкой приведены в таблице 2.

Таблица 2

Угол наклона ведомой ветви ремня у

№ пп Fo, Н т Передача от» с натяжным роликом (ролик внутри контура ремня) Передача от» с натяжным роликом (ролик вне контура ремня)

Холостой ход Нагрузка Холостой ход Нагрузка

1 178,1 2,33 176,73° 166,44° 176,31° 163,20°

2 59,4 5 168,91° 158,08° 169,09° 153,35°

3 33,3 8 156,39° 150,25° 154,57° 144,18°

Выводы

По результатам проведенных испытаний и их анализа можно сделать следующие выво-

ды:

1. Передача с автоматическим натяжением подвижным роликом, установленным на ведомой ветви ремня, существенно превосходит передачу с натяжением ремня за счет его упругости и передачу с автоматическим натяжением ремня с помощью груза и подвижного вала по тяговой способности, особенно передача с роликом, расположенным вне контура ремня. Для нее может быть рекомендовано исходное отношение натяжений ветвей ремня т = 8.

2. Оценку тяговой способности по коэффициенту тяги \|/ нельзя считать универсальной для передач со всеми известными способами натяжения ремня как не отражающую их недостатки и преимущества.

3. Величину предварительного натяжения и исходное отношение натяжений ветвей ремня т не следует назначать одинаковыми для передач с автоматическим натяжением подвижным роликом, установленным вне и внутри контура ремня. Необходимо провести дополнительные, более расширенные испытания, а также теоретическое исследование таких передач.

Литература

1. ГОСТ 1284.2-89. Ремни приводные клиновые нормальных сечений. Передаваемые мощности. М.: ИПК Издательство стандартов, 1997.

2. Пронин Б.А., Овчинникова А.А. Расчет клиноременных передач // Вестник машиностроения. 1982. № 3. с. 23-26.

3. Пронин Б.А., Баловнев Н.П., Жуков К.П. Ременные передачи. В кн. МАШИНОСТРОЕНИЕ. ЭНЦИКЛОПЕДИЯ. Детали машин. Конструкционная прочность. Трение, износ, смазка. М.: Машиностроение, 1995, с. 606-631.

4. Баловнев Н.П. Анализ методов расчета клиноременных передач. В сб. Агрегатирование и приводы сельскохозяйственных машин. М.: НПО ВИСХОМ, 1985 с. 60-71.

5. Баловнев Н.П., Вавилов П.Г. Пути совершенствования механического привода генератора энергоснабжения пассажирского вагона. Научный рецензируемый журнал. - М., Известия МГТУ «тми», № 2(4),2007, с. 76-78.

6. Баловнев Н.П., Вавилов П.Г. О совершенствовании индивидуальной системы энергоснабжения пассажирских вагонов. Тяжелое машиностроение. 2009. № 3. с. 35-39.

7. Мартынов В.К, Дмитриева Л.А. Новая модель работы клиноременной передачи// Трение и смазка в машинах и механизмах.2012.№4.С.12-16.

8. Семин И.Н. Экспериментальная оценка тяговой способности клиноременной передачи. // Справочник. Инженерный журнал, 2006, №12, стр. 26-31.

9. Пронин Б.А., Ревков ГА. Бесступенчатые клиноременные и фрикционные передачи (вариаторы). М.: Машиностроение, 1980, 320 с.

К вопросу исследования устойчивости и управляемости гибридного автомобиля с изменяемым в процессе движения типом привода

к.т.н. Баулина ЕЕ., к.т.н. доц. Дементьев Ю.В., Итурральде П., Кислов А.А.

Университет машиностроения 8(495)223-05-23 (1204) [email protected]

Аннотация. В статье рассмотрены проблемы устойчивости и управляемости автомобиля с комбинированной энергетической установкой (КЭУ) при изменении типа привода в процессе движения.

Ключевые слова: КЭУ, параллельная схема КЭУ с приводом на разные оси, устойчивость, управляемость, смена привода, отклонение бокового ускорения, отклонение угловой скорости В связи с ухудшением экологической обстановки в настоящее время в современном автомобилестроении прослеживается тенденция развития автомобилей с комбинированной энергетической установкой (КЭУ). Интерес к таким автомобилям объясняется тем, что они обладают меньшим расходом топлива и меньшей токсичностью отработавших газов, что весьма актуально для крупных городов с большим автомобильным парком. Возможны различные схемы КЭУ: последовательная, параллельная, дифференциальная (которую часто называют английским термином "сшшт") и последовательно-парадлельная, отличающиеся наличием или отсутствием механической связи ДВС и ведущих колёс автомобиля [1].

В мировом автомобилестроении реализованы комбинированные установки трёх схем. Многие автомобили с КЭУ выполнены по параллельной схеме [1], т.к. она имеет и возможность применения одной электромашины вместо двух. Параллельная схема может быть реализована в двух вариантах. В первом варианте ДВС и обратимая электромашина связаны с ведущими колесами через общую трансмиссию, во втором - они установлены в приводе разных осей. При работе КЭУ параллельной схемы, выполненной по второму варианту, у автомобиля при переходе с работы от одного двигателя на работу от другого неизбежно меняется тип привода. Например, начавшееся движение на электродвигателе с приводом на переднюю ось продолжается на ДВС с приводом на заднюю, или наоборот. Алгоритм управления КЭУ автоматизирован и, как правило, создается с целью снижения вредных выбросов и расхода топлива. В этом случае переключение силовой установки происходит независимо от типа привода автомобиля. О влиянии при этом смены привода на устойчивость и управляемость информация практически отсутствует. Таким образом, в параллельной схеме КЭУ с приво-