Технология восстановления зубчатых колес осаживанием и корректированием угла зацепления Слугин Михаил Митрофанович

Содержание к диссертации

Введение

Глава 1 Состояние вопроса и задачи исследования - 12

1.1 Условия эксплуатации, износ и законы распределения сроков службы зубчатых передач 12

1.2 Причины появления вибраций в прямозубых цилиндрических передачах и средства для их измерения - 16

1.3 Основные существующие методы исследования динамики зубчатых передач 20

1.4 Анализ способов восстановления зубчатых колес 28

Глава 2 Теоретическое обоснование восстановления зубчатых колес осаживанием и корректированием угла за цепления - 41

2.1 Определение величины осаживания зубчатых колес при их восстановлении - 41

2.2 Обоснование угла коррекции зубчатых передач - 55

2.3 Определение величин допускаемых отклонений на углы зацепления восстанавливаемых зубчатых колес 59

Выводы - 66

Глава 3 Лабораторные испытания восстановленных зубчатых передач - 68

3.1 Прибор для измерения зубчатых передач с учетом деформации зубьев и параметры экспериментальных передач 68

3.2 Основные результаты лабораторных испытаний - 72

3.3 Нахождение оптимальной разницы в углах зацепления колес для компенсации деформации зубьев под нагрузкой - 86

3.4 Сравнение теоретических и экспериментальных данных

3.5 Обоснование выбора сварочной проволоки при вое- - 97

восстановлении зубчатых колес наплавкой под слоем флюса и оптимизация параметров наплавки

3.5.1 Обоснование выбора сварочной проволоки - 97

3.5.2 Оптимизация параметров наплавки - 102

Выводы - 103

Глава 4 Стендовые и эксплуатационные испытания восстановленных зубчатых передач

4.1. Стенд для вибрационного контроля зубчатых механизмов 110

4.2. Упругие элементы стенда и их расчет - 114

4.3 Тензометрическая аппаратура при стендовых испытаниях - 122

4.4 Результаты стендовых испытаний экспериментальных передач - 124

4.5 Определение допускаемых отклонений на углы зацепления и величин осаживания колес экспериментальных передач - 132

4.6. Осаживание колес, зубонарезание, отделка, вибрационный контроль и производственные испытания экспериментальных передач - 134

Выводы

Глава 5 Технологический процесс восстановления зубчатых колес и экономическая эффективность разработан ной технологии - 139

5.1 Технологический процесс восстановления зубчатых колес

5.2 Экономическая эффективность разработанной технологии 145

Выводы 159

Общие выводы 159

Литература . 151

Приложения і72

• Условия эксплуатации, износ и законы распределения сроков службы зубчатых передач
• Определение величины осаживания зубчатых колес при их восстановлении
• Прибор для измерения зубчатых передач с учетом деформации зубьев и параметры экспериментальных передач
• Стенд для вибрационного контроля зубчатых механизмов
• Технологический процесс восстановления зубчатых колес

Введение к работе

Актуальность темы В процессе эксплуатации машин происходит износ механизмов, узлов и деталей. К таким механизмам относятся коробки перемены передач, редукторы, дифференциалы, ведущие мосты автомобилей и тракторов, где крутящий момент передается через зубчатые колеса. Исследования показали, что износ зубчатых колес коробки перемены передач выбраковывают в основном по усталостным разрушениям поверхности зубьев по толщине или из-за дефектов их торцов. Износ зубьев на конус является одним из основных параметров, определяющих условия работы зубчатого зацепления. С нарастанием конусности зубьев увеличивается концентрация напряжений и размер зоны выкрашивания поверхности зубьев. Поэтому увеличение работоспособности зубчатых передач является одной из актуальных задач машиностроения и ремонтного производства.

Цель работы — разработка эффективной технологии повышения ресурса восстановленных зубчатых колес методом осаживания и повышения плавности работы за счет коррекции угла зацепления зубчатой передачи.

Объект исследования - процессы восстановления зубчатых колес автотракторной техники осаживанием и корректированием угла зацепления.

Предмет исследования — зубчатые колеса автотракторной техники.

Методика исследования. При выполнении диссертационной работы проводился анализ технологий восстановления зубчатых колес, разработаны методики расчета величины осаживания проведен рентгеноспектральный микроанализ наплавленных зубьев в сканирующем электронном микроскопе КЭМССАН-Г с применением спектрометра AN1000 (Великобритания), выбирались и подготавливались приборы для проведения экспериментальных исследований и производственных условиях; проводилась вероятносто-статистическая оценка качества, определен ресурс восстановленных зубчатых колес, оценка их эффективности с измененными углами зацепления с учетом упругой деформации.

Научная новизна заключается в разработке научно-обоснованного подхода к выбору технологии восстановления зубчатых колес осаживанием с последующим корректированием угла зацепления с целью снижения удар- ных нагрузок и повышения плавности работы передач.

Практическая ценность заключается в разработке и внедрении в ремонтную практику технологического процесса восстановления прямозубых эвольвентных цилиндрических колес.

Реализация работы. Результаты исследований внедрены в производство на предприятиях «Рязаньагропромстандарт», АО «Фирма Комбайн», ТОО «Иванково» Спасского района, ОАО «Рязанский станкостроительный завод», ОАО «Ремстроймаш».

На защиту выносятся:

1. Теоретическое обоснование восстановления зубчатых колес.

2. Выявление возможности изменения угла коррекции зубьев ведущего и ведомого зубчатых колес.

3. Обоснование режимов наплавки, их влияние на физико-механические свойства.

4. Технологический процесс восстановления прямозубых эвольвент-ных цилиндрических колес.

5. Технико-экономическая оценка разработанной технологии и производственные рекомендации.

Апробация работы. Основные положения и результаты работы были изложены в отчетах ЦКТБГОСНИТИ, РОРЗ, РСХИ в 1987-1989гг «Оценка технического состояния ремонтного фонда РОРЗ», «Обоснование технологического процесса восстановления шестерен и технологическая документация на восстановление шестерен №50-1701214 Р» (для Старожиловского Агро-промсервиса), информационных листах №132-96, №133-96, №134-97, на 11ой научно- практической конференции ВУЗов Поволжья и Юго-Нечерноземной зоны Российской Федерации; на научно-технической конференции, посвященной 50-летию кафедр: «Эксплуатация машинно-тракторного парка» и «Технология металлов и ремонт машин» Рязанской государственной сельскохозяйственной академии им. проф. П.А. Костычева, научно-практической конференции, посвященной 50-летию инженерного факультета Пензенской государственной сельскохозяйственной академии «Проблемы развития машинных технологий и технических средств производства сельскохозяйственной продукции» (г. Пенза 2002г), на международной конференции «Tribology conferenes Turkey 2002 PI23»; на научно-практической конференции, посвященной 50-летию кафедр «Эксплуатация машинно-тракторного парка» и «Технология металлов и ремонт машин» инженерного факультета. «Энергосберегающие технологии использования и ремонта машинно-тракторного парка», Рязань 2004 на расширенном заседании кафедры «Технология металлов и ремонт машин» РГСХА в 2006г

Публикации. По теме диссертации опубликовано 40 печатных работ, в том числе, три в зарубежной печати, две в центральных журналах, получено четыре патента на полезную модель РФ (№11117; №11739; №56843 ; №48994 ).

Структура и объем. Диссертационная работа состоит из реферата, введения, пяти глав общих выводов, списка использованной литературы, включающем 124 наименования, приложений. Работа изложена на 200 страницах машинописного текста, из которых основной текст содержит 171 страниц и иллюстрирован 74 рисунками и 11 таблицами.

Во введении обоснована актуальность темы, научная новизна и ее практическая значимость.

В первой главе «Состояние вопроса и задачи исследования» дается обзор литературных источников, посвященных анализу работы зубчатых передач и выявлению основных причин износа.

Анализу работы зубчатых передач посвящены научные труды Айрапе-това Э.Л., Генкина М.Д., Котина А.В., Маркина Ю.С., Петрусевича А.И., Ре-

шетова Л.Н., Тайца Б.А. и других ученых. Ими установлено, что ведущим видом износа зубчатых колес является осповидный. Он расположен в зоне начальной окружности, вызывается большими деформациями, упрочнением, напряжениями первого рода и усталостными явлениями в металле. Характеризуется микротрещинами, трещинами и впадинами. Глубина поверхностного слоя, активно участвующего в явлении трения и износа, в зоне начальной окружности достигает 0,2...0,25 мм. Появление осповидного износа приводит к уменьшению площади контакта, а следовательно, повышению удельных нагрузок и появлению вибраций. На появление вибраций влияют также геометрические параметры зубчатых колес, в частности угол зацепления.

Таким образом, в соответствии с проведенным анализом были определены следующие задачи:

теоретически обосновать возможность восстановления изношенных зубчатых колёс методом осаживания с обоснованием оптимальных энергетических затрат;

на основании теоретических расчетов выявить возможность изменения угла зацепления в пределах допуска if,

на основании экспериментальных данных определить влияние режимов наплавки на физико-механические свойства зубьев с учетом свойств наплавленного металла;

с помощью математического моделирования определить оптимальные параметры режима наплавки;

разработать технологический процесс восстановления;

дать технико-экономическую оценку разработанной технологии и рекомендации для производства.

Во второй главе «Теоретическое обоснование восстановления зубчатых колес осаживанием и корректированием угла зацепления» описаны способы определения периметра и осаживаемой площади восстанавливаемых зубчатых колес. Выведены аналитические зависимости величин осаживания «х», периметра «1» и площади «S» (рис.1)

Ikb + l.kb ,.,

х = ^!—, мм (1)

S + !k + l,k

где J - внешний периметр детали, мм;

/і - внутренний периметр детали, мм;

к - толщина выдавленного материала (припуск на обработку), мм;

b - высота детали, мм;

S - осаживаемая площадь детали, мм";

х - определяемая величина осаживания, мм.

Внешний периметр зуба определяется по формуле :

г - ^{2R arccos[(r}f ^{+ R)1 + R2} -^(r-^)2] , /fc? -ЬУ'З 4t ПЛ
і '- + -+dj, (2)

^У 2(rf + R)R r, "³

Осаживаемая площадь S=S₃-Z

S_vS = ~-IW² - (4)²] + ~K<4)² - (d_ff)t₂ + ^(d_a)²-sin2U -

- - {d_efh - — (d„f[3sin2t_} - bt_bcos2t_b - 3(t₅f-sin2t₅ - 2(t_sf] +
4 24

+ -d_a{d_f+ 2R)sinU - -(d/f t_r R²1₄

(3)

Рисунок 1 - Схема определения площади и периметра зуба Введем обозначения:

- d_e- диаметр основной окружности, мм;

г„= — = \ОВ - радиус основной окружности, мм;

d - диаметр делительной окружности, мм;

г = ОК- радис делительной окружности, мм;

- d_a— диаметр окружности выступов, мм;

г_а - —— = |CCJ - радиус окружности выступов, мм;

- df— диаметр окружности впадин, мм;

- ОА\ - радиус окружности впадин, мм;

R = 0,В| = \О_гА - радиус дуги сопряжения, мм;

а- угол зацепления.

Подставив значение «S» и «1» в формулу (1), определяем осаживаемую площадь.

В качестве предмета исследования рассматривались зубчатые колеса, где металла тела шестерни недостаточно для восстановления первоначальных размеров и форм заготовки осаживанием. Поэтому применялся комбинированный способ восстановления зубчатых колес наплавкой зубьев с последующим пластическим деформированием.

Наплавку производили под слоем флюса плавящейся электродной проводкой Ни 50, которая позволяет исключить из технологического процесса химико-термическую обработку. Элементный и фазовый состав наилаи.іен-ного металла по сечению определялся методом рентгеноструктурного знали* за, результаты которого приведены на рис.2

D D

и О

matrica

+5

+4

+3

+2 4-1

край

МпК SiK CrK NiK а) объемное изображение

%

0,1

коай + і +2 +3 +4 +5 matrica

МпК -#— - SiK

б) графическое изображение Рисунок 2 - Расположение легирующих элементов при наплавке зуба шестерни Для определения рациональных режимов наплавки рассчитана оптимизация по трехфакторной системе, получены уравнения регрессии и графические зависимости, представленные на рис 3, рис 4, рис 5 220]

0,4 0,6 0,8 1,0 1,2 1,4 Хг ,6

У= 16,9999+ 13,3629 х₂ + 0,3845 х₃ - 0,5105 -х; -

-0,089- -х_ъ - 0,0007 х\ (4)

Рисунок 3 - График зависимости параметра оптимизации У от факторов х₂ и х_} при і ,33 < х, < 1,67

>:і

У = -36,9843 +99,1646 х₂ + 32,6081 Жз~ - 9,8525 х; - 78,3258- х, х₃ + 43,2767 -х; Рисунок 4 - График зависимости параметра оптимизации У от факторов Х\ и Хг при 50 < х₃ < 100

(5)

X]

2,0 2,2 У = 96,2676 + 130,0096 x₂ + 0,564? x₃ +

+51,0301- xj -0,037-л₂ --0,0015- (6)

Рисунок 5 - График зависимости параметра оптимизации У от факторов л-, и дг₃ при 0,5 < *| < 0,8

Исходя из проведенных исследований, можно сделать вывод, что наиболее благоприятные режимы 1= 120...I40A;d₃„= 1,2... J,б мм, С = 0,6...0,&%, при наличии в наплавленном слое ЬЛп и Si, в указанных выше процентом содержания.

Равенство углов зацепления ведущих и ведомых колес зубчатой передачи снижаег плавность её вращения передачи, так как при этом не учитывается величина упругой деформации зубьев под нагрузкой, которая значительно снижает ресурс сопряженных колес. Предложенная прямозубая эвольвентная передача, зубья которой выполнены с разными углами зацепления, причем зубья ведомого колеса выполнены с большим углом зацепления а₂, чем у ведушегс (а,), а величина разницы в углах зацепления соответствует сумме допусков на профили зубьев сочетанием колес в передаче, снижает ударные нагрузки, особенно в зоне двухпарного зацепления ~ на 30-32%.

Больший угол зацепления ведомого колеса уменьшает радиус ее основной окружности, а это уменьшает радиусы кривизны эвольвенты по сравнению с эвольвентой при номинальном угле зацепления. Это позволяет устранить кромочный удар при входе зубьев в зацепление и перераспределить деформацию зубьев в зоне двухпарного зацепления таким образом, что плавность вращения передачи как с ведущим и ведомым колесами, так и передачи с промежуточными колесами в зонах двухпарного зацепления остается на уровне плавности вращения передач в зонах однопарного зацепления.

Рассмотрена величины углов зацепления ведущего а₍ и ведомого <ь колес, которые могут принимать различные значения пределах заданного поля допуска. Приняв, что они подчиняются закону нормального распределения случайных непрерывных величин и описываются дифференциальной функцией

і ⁽*^
р(г) = —?==* ^w' (6)

где о" - среднее квадратичное отклонение;

е - основание натурального логарифма (е=2,718); х - показатель надежности; а - математическое ожидание, определяем математическое ожидание, дисперсию и среднее квадратичное отклонение и принимаем Да как случайную величину (Да = |а₂ - <Х||, которая будет распределена по закону модуля разности

+ е

р)=

^:ФГР~Ро> + ФГР + Ро^ (7)

а₀ Ла
гд.е р₀ = —; Ро = ; а₀ = |а->- ot|| - математическое ожида
ло ""о
ние случайной величины Ла, а, = М(а_]), а₂ - М(а₂)- математические ожида
ния нормально распределенных случайных величин а_х и а_ъ а с₀ = с,= а₂-
средние квадратические отклонения случайных величин Ла = \а₂—а\\, а, и а_г.
Исследования показали, что при больших нагрузках оптимальная вели
чина Ла = 18', то есть а₀ = 18'. Назначив допуск на размер угла зацепления щ
при номинальном значении 20, равным 20-у, тогда за среднее значение а,
можно принять 20-2,5', то есть а.\ = 20-2,5', а отклонение равно 2,5', то есть
|(Х| - 20 - 2,5|<2,5'. Применив функцию Лапласа и правило трех сигм, полу
чили:

Р(\Х-а\ < За) - 2Ф(3)= 2 - 0,49865 = 0,9973. (8)

Т.е. вероятность того, что отношение по абсолютной величине будет
меньше утроенного среднего квадратического отклонения. Таким образом
Р(\а,-а,\< 2,5';= 0,9973. (9)

Отсюда Зоі=2,5' ст₁=-^- = 0,83',

Следовательно, о"о = О) = о"₂ = 0,83'. Математическое ожидание случайной величины <х₂ найдем из уровня

18' = |а₂-а,|,

в котором 18' = [сь - (20 - 2,5')], тогда а₂ = 20+ 15,5', то есть допуск на размер зацепления ведомого колеса (а₂) равен *}* или а₂=20*|у,

а,=20.₅' или а₂=20^о+5, 0,=20:,^, или а₂=20*², аі=20^..

Установлено, если разность между значениями углов зацепления ведущего и ведомого колес распределена по закону модуля разности, то, задавая допуск на размер угла зацепления одного колеса, мы одновременно задаем и допуск на размер угла зацепления другого. Допуски на ведущее и ведомое колеса приведены в приложении В к диссертации.

Таким образом, использование комбинированного способа восстановления зубчатых колес наплавкой с последующей пластической деформацией (осаживанием) и корректированием угла зацепления позволило повысить прочностные характеристики рабочих поверхностей зубьев и плавность вращения передач за счет снижения ударных нагрузок.

В третьей главе «Лабораторные испытания восстановленных зубчатых передач» приведены результаты лабораторных испытаний, которые получены на установке рис. 6

1 - центральное неподвижное колесо; 1' - центральное подвижное колесо; 2 -валик; 3 - рычаг; 4 - пружина: 5 - индикатор часового типа; 6 - промежуточное колесо; 7 - тормозной диск; 8 - винт; 9 - водило; 10 - маховичок; 11 - рукоятка; 12 - электродвигатель; 13 - ременная передача; 14 - червячная передача; 15 -делительный механизм

Рисунок 6 - Прибор для измерения зубчатых передач с учетом упругой деформации зубьев Согласно методике лабораторных испытаний измерению подвергались передачи с одинаковыми углами зацепления (табл. 1) и с разными углами зацепления (табл. 2)

Таблица 1 - Параметры экспериментальных передач и их колес

Максимальное окружное усилие для передачи № 1 определено из условия предотвращения пластических деформаций зубьев колес по напряжениям изгиба, а для остальных передач — из условия длительной работы с постоянным режимом нагружения.

На рисунке 7 представлены фрагменты кривых передач (таблица 1).

Все кривые имеют ярко выраженный синусоидальный характер изменения с периодом, соответствующим полному обороту ведущего колеса. Кроме того, кривые имеют отклонения более высокой частоты, соответствующей числу зубьев. Эти отклонения и изображают изменение деформации зубьев.

а)

Передача № 5 Р = 465 кг-с=4562Н а, = 20, а_г = 2024

_^V^-^Y^

б)

Передача № 4 Р = 465 кг-с=4562Н а₁ = 20а₂ = 20^о18*

Передача № ] р =465 кгс=4562Н о, = 20,а₂ = 20

в)

Рисунок 7 - Результирующие графики неравномерности вращения передач

№№1,4,5

По результатам исследований (рисунок 7) построен график (рисунок 8) изменения максимального перемещения bf_max в зависимости от разницы углов зацепления зубьев колес (Аа_}= а_г - СС[) при Р = 465кг-с = 4562 Н.

На этом графике можно выделить зону относительно Да = 18' с благоприятной разницей в углах зацепления. Незначительное изменение Д/ наблюдается в пределах Да = 15' - 2Г. Таким образом, Аа_оптш1 может принимать следующие значения: 15', 16', 17,18*, 19', 20' и 21'.

Из изложенного видно, что деформация зубьев под нагрузкой увеличивает неравномерность вращения передач при ai > а_г и уменьшает ее при а₂ > а\. Этот вывод позволяет без каких-либо существенных затрат (только путем назначения допускаемых отклонений на углы зацепления колес) значительно повысить плавность работы передач для определенных условий их работы.

У (Л/*)

12 мкм

5' 10' 15' 20' 25' 30' W

Рисунок 8 - График функции Af_max = (Ad)'

Из сравнения графиков неравномерности вращения передач (рисунок 7) видно, что для практического использования представляют интерес результаты исследования передачи № 4 (рисунок 76). У этой передачи при а.\ = 20, а₂ = 20 18' и окружной нагрузке на зубья Р = 456 кг-с = 4562 Н неравномерность вращения оказалась наименьшей.

В четвертой главе «Стендовые и эксплуатационные испытания восстановленных зубчатых колес» приведены результаты стендовых и эксплуатационных испытаний восстановленных зубчатых колес. Для определения качества восстановленных колес был использован вибрационный способ контроля.

Для сравнительных стендовых испытаний были отобраны передачи №1, №2, №4 с различными нагрузками 736Н, 4562Н.

При измерениях проводилась тарировка тормозного и тензодинамомет-рического устройства. После этого записаны графики собственных колебаний рис. 9

> 1 і ^У'""^ n = 40 колебаний

Рисунок 9 - График собственных колебаний системы «корпус зубчатого механизма - подвеска»

После тарировочного графика был записан график собственных колебаний (рисунок 9а), возбужденных ударом молотка по стойке с тензодатчиком. Одновременно записывалась кривая отметок времени (рисунок 96). На пленке расстояние между двумя соседними штрихами записи соответствует времени, равному 0,002 с. На рисунке 9 выделен участок собственных колебаний в пределах 40 колебаний отметчика времени, что соответствует времени t₀ - 40-0,002 = 0,08 с. За это время система совершила 34 колебания, поэтому период собственных колебаний

_Го=Ь- = Ш= 0,00235 с.

425,5 с.

При этом частота собственных колебаний
1 1

«о=—=

В то же время зубцовая частота возбуждения колебаний механизма

2щг,

2-3.14-200-22

(О)

= 440,1 с.

Сравнивая со₀ = 425,5 1/с с а>{ = 440,1/с, был сделан вывод, что записанные кривые должны представлять собой биения. Эти предположения оправдались при контрольных записях колебаний экспериментальных передач. Так, на рисунке 10 представлены графики колебаний передачи № 1 (а, = а₂ =20) и № 2 (аі = 20 18', а₂ - 20) при одинаковой окружной нагрузке на зубья Р =75кг-с = 736 Н. Из сравнения двойных амплитуд колебаний передач (рисунок 10 а и б) видно, что при угле зацепления ведущего колеса (aj = 2018') больше угла зацепления ведомого колеса (а₂ = 20) размах амплитуд колебаний в 3,8 раза больше, чем при си = а₂ = 20. Это объясняется тем, что в передаче № 2 происходит кромочный удар зубьев, который и повышает динамические нагрузки, возникающие при работе передачи. Совершенно другой результат мы получили при а =20, а₂ = 2018' Р=4562 Н ( а-передача № 4) и а, =а₂=20, Р=4562Н (б - передача № 1), рисунок 10.

о

а) передача № 1, a, = a₂ - 20; P =75 кг.с = 736 H;

б) передача № 2, a, = 20 18'; a₂ = 20; P =75 кг.с = 736 H.

Рисунок 10 - График колебаний

а) передача № 4, а, = 20, а₂ = 2018'; Р = 465 кг-с = 4562 Н;

б) передача №1,й,= а, = 20; Р = 465 кг-с = 4562 Н.

Рисунок 11 - График колебаний

Из сравнения этих графиков видно, что в передаче № 4 при указанном сочетании углов зацепление размах амплитуд колебаний в 4,2 раза меньше, чем в передаче № 1. Следовательно, модификацию углов зацепления в силовых передачах применять целесообразно.

В пятой главе «Технологический процесс восстановления зубчатых колес и экономическая эффективность разработанной технологии» предложен технологический процесс восстановления зубчатых колес с разработкой основных операций с указанием оборудования, инструмента, приспособлений и средств контроля. Дана технико-экономическая оценка разработанной технологии восстановления зубчатых колес наплавкой, осаживанием, механической, термической и финишной обработки. Экономический эффект от внедрения технологического процесса при годовой программе 20тыс. зубча-

тых колес составил 1 109 700 рублей. Проведенные расчеты свидетельствуют об экономической целесообразности предложенной технологии.

Общие выводы

1. Анализ работы прямозубых эвольвентных передач показал, что ведущим видом износа пары является осповидныи, возникающий в результате действующих в зоне начальной окружности ударных нагрузок. Ограниченность ресурса, который составляет не более 30 тыс. часов, высокая стоимость изготовления приводит к необходимости восстановления зубчатых колес. Из многообразия способов восстановления наиболее эффективным является комбинированный, заключающийся в наплавке с последующим осаживанием и корректированием угла зацепления в пределах установленного допуска на изготовление.

2.Производимую перед осаживанием операцию наплавки следует производить под слоем флюса плавящейся электродной проволокой Нп 50, что позволяет исключить из технологического процесса химико-термическую обработку за счет наличия в наплавленном слое С, Mn, Si и карбидообра-зующего Cr. С помощью математического моделирования установлено, что рациональным режимом наплавки является I =120...140А; с1эл.= 1,2...1,6мм; С=0,6...0,8%. Твердость поверхностного слоя составляет HRC55.

3. Теоретически установлено, что величину осаживания зубчатых колес
при восстановлении, после наплавки необходимо производить по соотноше
нию:

Ikb + Lkb

х = ^! , мм

s+lk + l,k

где / - внешний периметр детали, мм;

/₍ - внутренний периметр детали, мм;

к - толщина выдавленного материала (припуск на обработку), мм;

Ь - высота детали, мм;

S - осаживаемая площадь детали, мм²;

х - величина осаживания, мм.

4. На основании теоретических расчетов установлено, что углы зацеп
ления ведущего и ведомого колес должны быть разными в зависимости от
действующей в паре колес нагрузки. У ведущего колеса а_)вш= 20.₅', у ведо
мого - a-ie.r 20 *|*. Пары колес перед их комплектованием разбивались на
группы. Комплектование производилось из одноименных групп внутреннего
и внешнего диаметра колес. Данные обстоятельства позволяют выровнять
упругую деформацию зубьев под нагрузкой в зонах однопарного и двухпар-
ного зацепления и повысить плавность вращения передачи, что подтвержда
ется стендовыми и эксплуатационными испытаниями.

5. Производственные испытания восстановленных зубчатых передач
подтвердили результаты теоретических и экспериментальных исследований.

1 ч

Основной технико-экономический эффект от реализации результатов выполненных исследований заключается в том, что без каких-либо дополнительных затрат, а только за счет назначения допускаемых отклонений на углы зацепления колес в передачах и подналадки технологического оборудования в 3-4 раза повышается один из важнейших точностных параметров, как плавность вращения восстановленных зубчатых передач.

6. Разработанный технологический процесс при программе восстановления двадцать тысяч зубчатых колес в год позволяет получить экономический эффект, равный 1109700 рублей.

Условия эксплуатации, износ и законы распределения сроков службы зубчатых передач

По условиям работы зубчатых передач сельскохозяйственных машин можно выделить, прежде всего, открытые передачи, работающие в воздушно-абразивной среде.

Долговечность этих передач зависит от концентрации пыли в воздухе, дисперсного и минералогического состава пыли, смазки деталей передач, их нагрузочного и скоростного режима работы.

Другим видом зубчатых передач являются передачи, работающие в жидкостно-абразивной среде [26]. Это - зубчатые насосы гидросистем сельскохозяйственной техники. Износ деталей гидронасосов характеризуется большими скоростями потока рабочей жидкости, обладающей значительной абразивной способностью. Как показали исследования, для зубчатых колес насосов характерен абразивный износ зубьев. Неравномерность давления начинает проявляться при незначительном износе зубьев и линейном характере зависимости коэффициента неравномерности давления, зависящем от продолжительности работы колеса. Период прогрессирующего износа наступает при износе зубьев ведущего колеса насоса, равном 0,2 мм на расстоянии 7,5 мм от вершины зуба. При таком износе зубчатые колеса гидравлических насосов рекомендуется выбраковывать.

Третий вид - закрытые передачи силовых и кинематических цепей различных машин [27]. При эксплуатации интенсивному износу подвергаются зубчатые колеса коробок перемены передач (КПП), раздаточных механизмов, бортовых редукторов и т.п. Например, у колес КПП тракторов ЮМЗ-6 износы по толщине зубьев составляют: у колеса 50-1701045 - 0,43 мм, колеса 40-1701055 - 0,73-1,02 мм. При этом коэффициенты восстановления колес для тракторов МТЗ - 0,39-0,76, для тракторов ЮМЗ-6 - 0,14-1,0.

С целью исследования износов и деформаций деталей КПП автомобиля ГАЗ-53 проводился их микрометраж на Саранском авторемонтном заводе [28]. Исследования показали, что зубчатые колеса КПП выбраковываются, в основном, по усталостным разрушениям поверхности и тела зубьев или из-за дефектов их торцов. Из-за износа рабочих поверхностей зубьев по толщине выбраковывается, в основном, 32% колес первой передачи. У зубчатых колес постоянного зацепления величины этого параметра значительно ниже (рисунок 1.1).

Определение величины осаживания зубчатых колес при их восстановлении

Известен метод определения величины осаживания деталей при штамповке простой формы, например, цилиндрической, прямоугольной и др. [47, 48]. Размеры таких деталей легко получить путем измерения мерительным инструментом, например, штангенциркулем. Измерив диаметр d и высоту Ъ детали, определяют объем осаженного и выдавленного при штамповке материала, и на основе их равенства вычисляют величину осаживания (х).

Если деталь, например восстанавливаемое зубчатое колесо, имеет сложный профиль [49], то его проецируют на плоскость, т.е. обводят твердым и остро заточенным карандашом на листе бумаги (рисунок 2.1а) или отпечатывают на фотобумаге. Затем с помощью планиметра типа ПП-М определяют осаживаемую площадь S детали, а периметр L детали определяют огибанием вокруг нее тонкой ленты из податливого и долго сохраняющего принятую форму материала, например, алюминиевой фольги толщиной 0,2 мм (рисунок 2.16) с последующим распрямлением и измерением ее длины (рисунок 2.1 в). Периметр детали можно измерять и курвиметром, например КУ-А, по ее изображению на плоскости.

Если площадь S и периметр L необходимо определять у большого количества зубчатых колес с различными параметрами, то лучше сделать это с помощью компьютера. Для этого в системе AutoCAD 14 с помощью соответствующей программы создают чертеж зубчатого колеса, по которому определяется осаживаемая площадь и периметр.

Прибор для измерения зубчатых передач с учетом деформации зубьев и параметры экспериментальных передач

Прибор (рисунок 3.1) представляет собой планетарный механизм с тормозом [30, 64]. Центральное зубчатое колесо 1 жестко закреплено на полой неподвижной стойке. Внутри этой стойки проходит валик 2, на котором жестко закреплено колесо Г, а снизу - рычаг 3. Рычаг оттягивается пружиной 4.

В конец рычага упирается наконечник индикатора 5. Действие пружины 4 совпадает с действием пружины-индикатора. Полая стойка закреплена на столе, имеющем возможность перемещаться в направляющих вверх и вниз относительно станины стенда для смены колес и установки их в рабочее положение.

В зацеплении с колесами 1 и Г находится планетарное колесо 6, имеющее два зубчатых венца, разделенных кольцевой проточкой. Планетарное колесо жестко сидит на ступице диска 7 тормоза, служащего для нагру-жения зубчатой передачи. Планетарное колесо с тормозным диском вращается на оси 8, жестко связанной с водилом 9. Водило выполнено в виде диска с валом, который вращается в подшипниках, расположенных в траверзе станины стенда. Нагружение передачи осуществляется маховиком 10, который прижимает тормозной диск 7 к водилу 9. Движение водилу передается от рукоятки 11, посаженной на конец вала червяка, а также электродвигателя 12 через ременную передачу 13 и червячную - 14. Поворот рукоятки на одинаковые углы осуществляется с помощью делительного механизма 15.

Прибор работает следующим образом. Два абсолютно одинаковых (совместно изготовленных) зубчатых колеса 1 и Г (рисунок 3.1) устанавливаются так, как они находились при совместном их изготовлении.

Оба колеса вводятся в зацепление с колесом 6. Неподвижное колесо 1 и нижний венец колеса 6 составляют контролируемую цепь, а подпружиненное колесо Г, верхний венец колеса 6, валик 2 и рычаг 4 - измерительную цепь.

Стенд для вибрационного контроля зубчатых механизмов

Основываясь на физическом явлении возбуждения и распространения звуковых волн, возникло направление исследования и контроля зубчатых передач по шуму. Основой для создания этого направления в нашей стране послужили работы М.Д.Генкина [24, 75-78]. Им были проведены экспериментально-исследовательские работы, которые позволили разработать методы контроля зубчатых колес по шуму.

При исследовании автомобильных коробок перемены передач по шуму были выявлены некоторые тенденции шумообразования и найдены соответствующие зависимости уровня шума от скорости вращения, нагрузки, точности изготовления, бокового зазора, смазки и т.д. Установлено, что определяющее влияние на уровень шума оказывает скорость вращения передач, действующая нагрузка и точность изготовления колес. Например, уровень силы шума коробки перемены передач автомобиля ЗИЛ-130 возрастал от 72 дб при 300 об/мин до 84 дб при 1200 об/мин и при нагрузке 15 кг м, а при повышении нагрузки до 30 кг м уровень силы шума возрастал до 100 дб [75, 76]. При работе передач с малой нагрузкой определенной зависимости уровня силы звука от передаваемой нагрузки установить не удалось. Однако при дальнейшем увеличении нагрузки, когда величина деформации зубьев становится больше среднего эффективного значения комплексной ошибки, деформация зубьев, обладая строгой цикличностью, начинает определять уровень силы звука [75].

За последние годы в машиностроительной промышленности получил распространение метод подбора зубчатых колес по шуму [79], который производится на специальных контрольно-шумовых станках, например, типа 5798 в специальных шумоизолированных помещениях. Подбор осуществляется путем многократных попыток и потому требует затраты большого количества времени.

Существенный недостаток контроля зубчатых колес по шуму заключается в том, что он требует создания специальных звукоизолированных помещений. Особенно трудно его осуществить при конвейерной системе в массовом производстве из-за ряда технических и организационных причин, поэтому в машиностроительной промышленности все большее распространение получил вибрационный контроль зубчатых механизмов [80-84].

Цель вибрационного контроля - оценка качества изготовления зубчатых механизмов. Для этого используют датчики вибраций (как скорости, так и ускорения колебаний) и соответствующую аппаратуру. Для закрепления вибродатчиков к исследуемой поверхности на его корпусе предусматривают резьбовые отверстия. Необходимость закрепления датчиков к контролируемому механизму снижает производительность процесса и усложняет технологию изготовления механизмов. Отсюда возникают важные задачи вибрационного контроля: его удешевление и включение в автоматизированную систему управления (АСУ) производством. Для решения выдвинутых задач вибрационного контроля представляет интерес контроль качества зубчатых механизмов путем измерения давления подвижных звеньев на станину [30, 85].

Технологический процесс восстановления зубчатых колес

В настоящее время в связи с прекращением производства многих запасных частей возросла актуальность восстановления изношенных зубчатых колес сельскохозяйственных машин. В данной работе рассмотрена задача экономической эффективности одного из методов восстановления зубчатых колес, который реализуется путем наплавки, осаживания зубчатых венцов, их финишной зубообработки и термического упрочнения.

Экономический расчет основан на сравнении приведенных затрат двух вариантов [123,124]:

1) изготовления нового зубчатого колеса;

2) восстановления изношенного зубчатого колеса.

Приведенные затраты - это сумма себестоимости и доля капитальных вложений, которые пришлось затратить на реализацию каждого из указанных вариантов.

Статьи калькуляции себестоимости:

1) стоимость заготовки;

2) расходы на основную заработную плату и отчисления на социальное обеспечение основных рабочих;

3) расходы на содержание и эксплуатацию оборудования, технологической оснастки и транспортных средств:

3.1) затраты на электроэнергию;

3.2) затраты, связанные с амортизацией приспособлений;

3.3) затраты, связанные с износом режущих инструментов;

3.4) затраты на содержание и ремонт станков;

4) амортизация оборудования;

5) амортизация зданий и сооружений (производственных площадей). Себестоимость равна сумме затрат по перечисленным статьям расходов.

Похожие диссертации на Технология восстановления зубчатых колес осаживанием и корректированием угла зацепления

Технология восстановления и упрочнения поверхностей деталей типа "вал" двигателей внутреннего сгорания гальваногазофазным хромированиемМорозов Илья Сергеевич

Разработка технологии восстановления клапанных пружин двигателей мобильной сельскохозяйственной техники с использованием электромеханической обработки Элькин Сергей Юрьевич

Разработка технологии восстановления золотников гидрораспределителей сельскохозяйственных машин хромированием при пониженном давленииБоровский, Николай Дмитриевич

Создание технологии восстановления коленчатых валов дизельных двигателей с использованием ремонтных полуколецБлох, Вадим Ефимович

Технология восстановления рессорных листов электромеханической обработкойХохлов, Андрей Борисович

Разработка технологии восстановления гильз цилиндров двигателей воздушного охлаждения Д-144Пискентбаев, Камбар Ибрахимович

Разработка технологии восстановления коленчатых валов двигателей Камаз-740Иминов, Михаил Умарович

Выбор и обоснование параметров воздухоочистителя малогабаритного сельскохозяйственного агрегата с разработкой технологии восстановленияДенисенко, Сергей Анатольевич

Повышение эффективности технологии восстановления цилиндровых отверстий в условиях мелкосерийного производстваЗейналов, Исабалы Муса оглы (Иса Мусаевич)

Технология восстановления шнеков маслопрессов дуговой наплавкой с принудительным формированием металлаХорев, Вячеслав Вячеславович