WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

загрузка...
   Добро пожаловать!

Pages:     | 1 | 2 || 4 |

Согласно ГОСТ 21354-87 «Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчёт на прочность» на расчетные местные изгибные напряжения влияют угол и коэффициент посредством коэффициента Y, учитывающего наклон зуба, и коэффициента Y, учитывающего фактор многопарности зацепления.

На рис. 7 показаны графики изменения коэффициентов Y (кривая 1), Y (кривая 2) и Y = Y Y (кривая 3).

Анализ результатов исследования показал, что оптимальным по изгибной выносливости следует считать угол в диапазоне 21°…25°.

Рис. 6. Влияние угла на контактную Рис. 7. Зависимость изгибной выносливости выносливость передачи при =90°, u=2: передачи от угла при =90°, u=2:

1 – ZH; 2 – Z; 3 – ZH 1 – Y; 2 – Y; 3 – Y Таким образом, установлено, что на этапе проектирования механизмов и узлов машин, содержащих конические передачи с круговыми зубьями, единственного решения быть не может, и в каждом конкретном случае конструктор должен учитывать гамму факторов, влияющих на работу механизма в целом. Все проектируемые механизмы можно разбить на 3 основные группы и указать для каждой оптимальные пределы изменения угла.

1. Механизмы, лимитирующими факторами в которых являются габариты и несущая способность подшипниковых узлов. Для этой группы передач угол должен находиться в пределах от 12° до 21°. В этом случае коэффициент осевого перекрытия будет больше 1, а суммарный коэффициент перекрытия = 1.8…2.5 и будет обеспечена наименьшая радиальная и осевая нагрузки на подшипниковые узлы, а соответственно, могут быть уменьшены габариты механизма в целом.

2. Механизмы, лимитирующими факторами в которых наряду с габаритами и несущей способностью подшипниковых узлов являются нагрузочная способность передачи и в меньшей степени плавность её работы и уровень шума. Для этой группы передач угол должен находиться в пределах от 21° до 38°. В этом случае коэффициент = 2…3. Контактная и изгибная выносливости этой группы передач наиболее сбалансированы.

Следует учитывать, что в термически улучшенных передачах при твердости меньше 300 НВ, параметром, лимитирующим нагрузочную способность, является контактная выносливость, поэтому для таких передач целесообразно принимать = 30°…38°.

Для передач с поверхностной закалкой зубьев, например, цементацией и последующей закалкой, лимитирующим фактором может стать изгибная выносливость. Тогда угол следует применять из диапазона = 21°…30°.

3. Механизмы, в которых повышены требования к плавности работы и вибро-акустическим характеристикам. Для этой группы передач угол должен быть не менее 38. В этом случае коэффициент = 3…4,5. Однако следует обратить внимание, что при увеличении угла изгибная выносливость передачи будет уменьшаться.

При выборе угла необходимо также учитывать геометротехнологические факторы, т.е. прежде всего его влияние на параметры станочного зацепления, связанные с выбором диаметра резцовой головки и номера резцов, которыми обрабатываются зубья колеса и шестерни.

Важным геометро-технологическим фактором является продольное сужение зубьев на конусах вершин зубьев передачи. Влияние на него угла рассмотрено совместно с влиянием суммарного угла ножек шестерни и колеса, определяемого осевой формой зуба. ГОСТ 19326-73 «Передачи зубчатые конические с круговыми зубьями. Расчёт геометрии» рекомендует осевые формы зуба.

При форме I образующие конусов впадин обоих колес пары сходятся в общей вершине делительных конусов. Форма II должна обеспечивать нормальную сходимость зубьев на развертке делительных конусов и одновременно постоянство ширины вершинной ленточки зуба. При форме III образующие конусов впадин и вершин зубьев параллельны образующей делительного конуса.

Осевую форму зуба можно охарактеризовать коэффициентом k, который определяется как отношение суммарного угла ножек данной передачи к суммарному углу ножек такой же передачи с равнопонижающимися зубьями (форма I). При этом для I формы зуба k = 1, для III формы зуба k = 0, а для зубьев II формы:

R sin k = 1- (10) rи, 4 h* tgn cos f где rи – номинальный радиус резцовой головки.

Из выражения (10), в частности, следует, что сходимость зубьев при заданных углах и может быть обеспечена непрерывностью ряда диаметров резцовых головок. Однако в силу технологических обстоятельств этот ряд дискретен.

Ещё одним важным фактором, который необходимо учитывать при выборе углов и, является следующее обстоятельство: чем больше угол, тем в большей мере углы профиля и внутренних и наружных резцов резцовой головки должны отличаться от угла профиля n исходного контура. Это отличие можно записать в виде выражения:

= ± и, (11) где знак «+» – для внешних резцов, а знак «–» – для внутренних.

Поправка определяет номер N резцов. Теоретически могут использоваться следующие номера поправок 0–1–2–2 и т.д. до 48. На большинстве предприятий с единичным или мелкосерийным типом производства применяется ограниченное число номеров резцов. В частности, на ОАО ЭЗТМ (г.Электросталь) используются только два номера: N=7 и N=0.

Очевидно, что требуемую поправку не всегда можно ввести, поскольку она зависит от дискретного ряда номера резцов. Влияние k на необходимую поправку определяется выражением:

zc k =. (12) h* sin f Из выражения (12) следует, что при отсутствии на производстве резцовых головок с необходимыми номерами резцов для получения теоретически правильного положения режущих кромок резцов относительно обрабатываемой поверхности необходимо и достаточно изменить коэффициент k и, как следствие, угол.

Для определения коэффициента k и угла в зависимости от имеющихся на производстве номеров резцов и диаметров резцовых головок составлены номограммы для углов = 15°, 25°, 35°. Номограмма, представленная на рис. 8, соответствует наиболее часто используемому в тяжелом машиностроении углу = 35°.

В левой части номограммы по оси ординат отложены значения коэффициента k, а по оси абсцисс – значения станочного числа зубьев zc. Задавшись числовым значением zc и номером резцов N, можно определить такое значение k, при котором будет соблюдено условие идентичности боковых поверхностей зубьев с первоначально спроектированными. Сумму углов ножек в этом случае следует распределять на шестерню и колесо согласно рекомендациям ГОСТ 19326-73 для I формы зубьев.

Рис.8. Номограмма для определения оптимального угла суммы ножек шестерни и колеса в зависимости от номера резцов и диаметров резцовых головок при угле =В правой части той же номограммы по оси абсцисс отложены значения среднего конусного расстояния R. Задавшись числовым значением R и диаметром d0 резцовой головки можно определить такое значение коэффициента k, при котором будет соблюдаться условие сходимости зубьев шестерни и колеса на делительных конусах. В этом случае сумма углов ножек должна распределяться на шестерню и колеса согласно рекомендациям ГОСТ 19326-для II формы зубьев.

По найденному коэффициенту k угол определяется из выражения:

k 2 h* mn k 4 h* cos f f tg = =. (13) R zc Для получения оптимальных условий технологического синтеза не следует расширять номенклатуру резцов и отступать от оптимального по условиям прочностного или силового расчетов значения угла. В этом случае необходимо и достаточно варьировать коэффициентом k, определяя его из номограммы (рис. 8) или аналитически из выражений (10) и (12).

В четвертой главе решена задача поиска эквивалентных наладок, позволяющая не только нарезать оптимизированные передачи существующим инструментом, но и расширить технологические возможности зуборезных станков. Была разработана математическая модель пространства станочного зацепления в виде системы векторных уравнений, на основе которой была обоснована возможность получения существенно различных, но эквивалентных по достигаемому результату комплексов наладок. Условие эквивалентности наладок базируется на следующих положениях:

1. Производящая поверхность резцовой головки представляет собой поверхность вращения. Это означает, в частности, что все нормали к ней пересекают ее ось, и что вращение головки вокруг своей оси, являясь движением производящей поверхности самой в себе, не влияет на форму ее огибающей, т.е. боковой поверхности зуба шестерни.

2. При вращении головки вокруг оси С-С люльки абсолютная скорость V1 любой точки К производящей поверхности может быть представлена через переносную Ve и относительную Vr скорости в виде, инвариантном к выбору системы координат (рис.9):

V1 = Ve + Vr = cU + cr1, (14) где c – вектор угловой скорости вращения люльки; U – радиус-вектор оси головки относительно оси люльки; r1 – радиус-вектор, проведенный в точку К из оси О-О головки.

3. Характеристика производящей поверхности, т.е. линия ее касания с огибающей, полностью определяется уравнением станочного зацепления:

nV12 = n(V1-V2) = nV1 - nV2 = n[cU] + n[cr1] - n[2r2] = 0, (15) где 2 – угловая скорость заготовки; r2 – радиус-вектор от оси заготовки до точки К; n – орт общей нормали к производящей поверхности и к огибающей в точке характеристики.

В силу коллинеарности векторов n и r1 уравнение зацепления приводится к виду:

n[cU] = n[2r2] или nVe = nV2. (16) 4. Из выражения (16), в частности, следует, что если в расчетном положении резцовой головки и заготовки, т.е. в момент профилирования расчетной точки P, мысленно перенести ось С-С люльки вдоль линии CO, соединяющей центр люльки с центром инструмента, в какое-то новое положение Сw-Сw, и изменить скорость вращения люльки согласно условию cU = cwUw, (17) то вектор переносной скорости останется неизменным:

Ve = cU = cwUw. (18) Рис. 9. Схема нарезания одного из элементов конической пары 5. Из выражения (16) также следует, что если для обработки зубьев одной и той же шестерни используются резцовые головки с углами профиля резцов и = 20° и иw 20°, то n[cU] = nw[cwUw ]. (19) Учитывая, что векторы c и cw угловой скорости вращения люльки коллинеарны, а модули ортов общей нормали |n| = |nw| = 1, векторное уравнение (19) можно переписать в скалярном виде:

cUcosиcos(-q) = cwUwcosиwcos(-qw). (20) Если векторы U и Uw также, как и углы q и qw, равны между собой, то выражение (20) можно упростить до вида:

ccosи = cwcosиw. (21) Таким образом, в случае нарезания конической пары резцовыми головками с углами профиля резцов иw, эквивалентность универсальных наладок будет обеспечена изменением только передаточного отношения iso движения обкатки. На основании выражения (21) его значение рассчитывают так:

iso = i0 cos и /cos иw. (22) Из выражения (22), в частности, следует, что резцовыми головками с полусуммой углов профиля резцов головки n = 20° можно нарезать оптимизированные передачи с углом профиля исходного контура w 20°.

Основные расчётные зависимости для пересчёта универсальных наладок, полученные для наиболее распространенных в практике станков без наклона оси инструментального шпинделя, приведены в диссертации.

В главе также показано, что передаточное отношение iso движения обкатки может быть найдено из выражения:

sc zi sinsi. (23) iso = = = i zsm cos(if - i + si ) С передаточным отношением, определяемым по формуле (23), выполняется обработка обеих сторон зубьев колеса, а необходимые подналадки для обработки каждой из сторон зубьев шестерни определяются известными методами, например, с помощью ПК ЭКСПЕРТ.

Таким образом, для обеспечения возможности нарезания оптимизированных конических передач с круговыми зубьями можно использовать выражение (22) или эквивалентное ему выражение (23).

В пятой главе предлагается обобщенный алгоритм расчёта оптимизированных передач с момента задания исходных данных до момента выдачи полного набора документации, включающего в себя результаты геометрического, технологического, проверочного прочностного расчётов и карты наладок станков. Также в главе освещен опыт разработки и использования специальной версии ПК «ЭКСПЕРТ» на ОАО «ЭЗТМ», учитывающей специфику предприятия с индивидуальным типом производства.

При адаптации ПК ЭКСПЕРТ к потребностям производства передач на ОАО ЭЗТМ комплекс переработан и дополнен возможностью пересчета универсальных наладок в установочные параметры конкретных зубообрабатывающих станков.

В частности, в диссертации проведен анализ особенностей наладок самого крупного отечественного станка модели 5А284, предложен алгоритм их расчёта и, прежде всего, расчёта установок заготовки. Также в связи с освоением нового зубошлифовального станка мод. 5А872В были разработаны алгоритмы автоматизированного расчёта наладок аппарата правки шлифовального круга и наладок станка.

Всего с помощью ПК «ЭКСПЕРТ» версии ЭЗТМ рассчитаны и реализованы в металле более 30-ти конических передач с круговыми зубьями для приводов прокатного и горно-шахтного оборудования.

В завершение работы с использованием разработанных моделей и методик в диссертации выполнен комплексный конструкторско-технологический синтез ортогональной конической пары с круговыми понижающимися зубьями для вновь проектируемого редуктора ЦКЦ2-630.

Редуктор ЦКЦ2-630 был спроектирован взамен серийного редуктора ЦКЦ2-1000 производства ЭЗТМ с целью кардинального уменьшения массы редуктора на 30-40% при сохранении его нагрузочной способности. Эта задача была решена, прежде всего, путем изменения химико-термической обработки цилиндрических пар с ТВЧ на цементацию, что позволило резко уменьшить их габариты, в частности, межосевое расстояние тихоходной ступени с 1000 мм до 630 мм.

Переход к цементации зубьев цилиндрических передач потребовал относительного увеличения нормального модуля, соответствующего уменьшения суммарного числа зубьев и уменьшения передаточных чисел третьей и четвертой ступеней редуктора. При этом нагрузка на вторую, коническую ступень, которая в редукторе ЦКЦ2-1000 уже была цементованной, возрастала более чем на 10%, а габаритные размеры передачи, исходя из конструктивных соображений, необходимо было сохранить.

Задачу повышения нагрузочной способности конической передачи по контактной выносливости, без увеличения габаритов колеса, можно было решить только путем использования предложенных методов оптимизации исходного контура. Кроме того, предлагая оптимизированную передачу, необходимо было провести технологический синтез с учётом ограничений накладываемых конкретными производственными условиями.

В результате оптимизации исходного контура и угла наклона линии зубьев удалось повысить нагрузочную способность передачи, определяемую контактной выносливостью, на 32%, что полностью перекрывает требуемое паспортной характеристикой редуктора ЦКЦ-630 10%-е повышение крутящего момента конической передачи и обеспечивает повышение надежности и ресурса работы редуктора.

Pages:     | 1 | 2 || 4 |






© 2011 www.dissers.ru - «Бесплатная электронная библиотека»