2601

Так как гипотеза об адекватности не отвергается (выполняется условие Fp < Fтабл ), уравнение регрессии можно использовать в качестве математической модели для выбора режимов нанесения смазки.

Для графической интерпретации полученной модели были построены линии равногооткликаспомощьюЭВМ,чтозначительноупрощаетрасчет (рис.1).

По линиям равного отклика У, которые представлены на рис. 1, можно перейти от кодированных значений X1 и X2 к натуральным значениям F и V, используя выражения:

X2 = +0,27. Подставляя значения этих координат в выражения (6) и (7), рассчитываем усилие нажатия F (75,4 Н) и скорость V (55,02 км/ч). Для точки 2 (см. рис. 1, нижний правый квадрант) при X1 = +0,18 и X2 = –0,23

F = 87,7 Н, V = 42,02 км/ч.

Каждой точке линий равного отклика соответствует свой режим смазывания, обеспечивающий заданную толщину слоя латуни в пределах исследуемых значений. Полученная математическая модель регрессии описывает влияние основных факторов F и V на толщину нанесенного слоя латуни. Используя линии равного отклика, можно подобрать режимы, обеспечивающие оптимальное значение толщины слоя латуни h на поверхности гребня колеса.

С точки зрения времени появления слоя латуни, значения основных факторов в точке 1 (V = 55,02 км/ч и F = 75,4 Н) предпочтительнее, чем в точке 2, так как чем больше скорость вращения колеса, тем меньше времени будет затрачиваться на появление пленки требуемой толщины.

Испытания по латунированию рабочей поверхности имитатора колеса проводились на токарно-винторезном станке. Имитатор колеса был установлен в шпиндель станка, а устройство для нанесения латуни закреплялось в суппорте. Ролик смазочного устройства был выполнен из латуни марки Л63. Для нанесения антифрикционного покрытия (АП) суппорт с

292

устройством подводили к имитатору колеса так, чтобы ролик устройства имел устойчивый контакт с рабочей поверхностью гребня. Усилие поджатия ролика к поверхности гребня колеса контролировалось по ее деформации с помощью индикатора часового типа. В условиях эксперимента усилие выбиралось таким, чтобы обеспечивалось удельное давление в месте контакта гребня и ролика устройства в пределах 60 – 90 МПа. Испытания проводились при различных скоростных режимах.

В результате проведенных испытаний установлено, что на контактирующей поверхности колеса образуется слой латуни толщиной до 5 мкм, который в дальнейшем переносится с колеса на рельс, что повышает износостойкость пары трения «гребень колеса – головка рельса» 4 .

Ожидаемый эффект от процесса латунирования гребня колеса определяется снижением износа рабочей поверхности гребня (не менее чем на 10 %) и контактирующей с ней поверхностью головки рельса, а также уменьшением количества обточек и замены колесных пар по износу гребня.

Библиографический список

1.Спиридонов А. А. Планирование эксперимента при исследовании и оптимизации технологических процессов / А. А. Спиридонов, Н. Г. Васильев / Уральский политехн. ин-т им. С. М. Кирова. Свердловск, 1975. 140 с.

2.Белоглазова Н. А. Повышение эффективности лубрикации гребня колеса локомотива твердосмазывающим диском: Дисс. … канд. техн. наук. Омск, 2005. 176 с.

3.Гаркунов Д. Н. Триботехника (конструирование, изготовление и эксплуатация машин) / Д. Н. Гаркунов / Московская сельскохозяйственная акад. М., 2002. 632 с.

4.Бородин А.В. Эффективность лубрикации гребня колеса локомотива твердыми материа-

лами/ А. В.Бородин, Н.А. Белоглазова, В. М.Волков// Железнодорожный транспорт. 2007.

№ 1. С. 31– 34.

УДК 621.833.1

ВЫСОКОНАГРУЖЕННАЯ ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА С АДАПТИВНЫМИ СВОЙСТВАМИ

А.В. Бородин, д-р техн. наук, проф.; Т.В. Вельгодская, канд. техн. наук, доц.; Д.В. Тарута, канд. техн. наук, доцент

Омский государственный университет путей сообщения

Приводятся результаты исследования влияния кольцевых прорезей на несущую способность высоконагруженной зубчатой передачи.Исследования выполнены для тягового редуктора подвижного состава, являющегося одним из ответственных узлов экипажной части локомотива. При эксплуатации локомотивов наблюдаются случаи неисправностей зубчатых колес до истечения установленного стандартом гарантийногосрока. Одной из причин выхода зубчатых передач изстроя является кромочный контакт зубьев, при котором ме-

293

няются форма, положение пятна контактаи, как следствие, величины нормального и удельного давления и напряжений [1]. Известны разные способы устранения кромочного контакта: продольная и профильная модификация, увеличение податливости зацепления путем уменьшения жесткости отдельных элементов колес, например, зуба, обода и т.д., использование колес специальных конструкций [2]. В данной работерассматривается техническое решение, позволяющее снизить чувствительность передачи к перекосу осей колес, путем изготовления на зубчатом венце одного из них кольцевых канавок малой ширины. Предлагаемая конструкция позволит уменьшить жесткость зуба и, самое главное, наделить колесосвойством самоустановки.

Особенности нагрузок, действующих на тяговый редуктор тепловозов с односторонней цилиндрической прямозубой тяговой зубчатой передачей, а именно снижение работоспособности из-за неравномерности распределения нагрузки по длине зубьев в односторонней прямозубой передаче и обусловленное этим повышение кромочного контактного давления при перекосе зубьев послужили причиной выбора объекта исследования – тягового редуктора тепловоза. В работе 3 представлены результаты теоретических исследований влияния кольцевых прорезей на податливость зубчатых колес. Полученные результаты свидетельствуют, что кольцевые прорези несколько уменьшают среднюю жесткость зуба и делают зуб более податливым в осевом направлении.

Однако аналитические методы не позволяют получить реальную картину адаптации зуба к меняющейся нагрузке и перекосам осей зубчатых колес. Выполненные теоретические исследования не учитывали ряд факторов, влияющих на процессы, протекающие в зоне кромочного контакта. Следовательно, проблема кромочного контакта зубьев не имеет точного аналитического решения 4 и необходимо проведение стендовых испытаний для оценки меры влияния геометрии зуба на его жесткость и прочность.

Эксперимент проводился на специально разработанном стенде 5 с зубчатой передачей, имеющей следующие параметры: модуль m = 5 мм, передаточное число u = 1, числа зубьев шестерни и колеса z1 = z2 = 38, ширина венца b = 80 мм, межосевое расстояние а = 190 мм. Нагружение осуществлялось грузами 300, 600, 900 Н, плечо рычага 0,9 м. Соответственно вращающие моменты: 270, 540, 810 Н м. (рис. 1).

294

При этом варьировались величины нагрузок и углы перекоса осей колес. Результаты испытаний приведены в таблице 1 и представлены графиками на рисунке 3.

С целью выявления зависимости податливости зуба от количества кольцевых прорезей проведен эксперимент с зубом, имеющим семь кольцевых прорезей. В этом случае тоже наблюдается рост площади пятна контакта, однако ее увеличение является незначительным по сравнению с результатами испытания зуба, имеющего три кольцевые прорези (табл. 1). Это объясняется тем, что при значительном количестве канавок существенно уменьшается жесткость головки зуба. Упругое перемещение головки первых частей зуба приводит к вовлечению в работу неразрезанной ножки зуба, обладающей более высокой жесткостью, препятствующей дальней-

296

шей деформации зуба. Это подтверждают результаты теоретических исследований 3 .

Приведенный анализ экспериментальных данных наглядно иллюстрируется пятнами контакта (рис. 2), полученными в экспериментах с разрезанным и целым зубьями при перекосах осей колес 4 и 9 .

Используя полученные результаты, можно сделать выводы:

1. Прорези увеличивают суммарную площадь пятен контакта на профилях зубьев. Каждая последующая часть зуба нагружается плавно, постепенно, создаются благоприятные условия для равномерного распределения напряжений по длине контактных линий зуба.

Сравнение площадей пятен контакта неразрезанного и разрезанного на части зуба показывает, что у последнего она увеличивается в 2,5-3,85 раза. Особенно это ярко проявляется при перекосах валов 9 и 13 , где увеличение площади пятна контакта достигает 5,6 раза.

2.Прорези делают зуб более податливым в осевом направлении, что способствует равномерному распределению усилий по длине зуба, а в целом – повышению несущей способности тягового редуктора локомотива.

3.Количество кольцевых прорезей более трех не приводит к существенному повышению пятна контакта и может снизить прочность зуба до опасных напряжений изгиба.

Таким образом, в зубчатой передаче с кольцевыми канавками малой ширины повышается несущая способность из-за более равномерного распределения нагрузки по длине контактных линий зацепления и увеличивается срок ее службы, что позволяет увеличить безотказность тягового редуктора тепловоза в целом.

Библиографический список

1.Механическая часть тягового подвижного состава: Учебник для вузов ж.-д. трансп. /

И.В. Бирюков, А.Н. Савоськин, Г.П. Бурчак и др.: Под ред. И.В. Бирюкова. М., 1992, 440

с.

2.Берестнев О.В. Самоустанавливающиеся зубчатые колеса. Минск: Наука и техника, 1983. 312 с.

3.Бородин, А.В., Вельгодская, Т.В., Рязанцева, И.Л. Влияние кольцевых прорезей на податливость зубчатых колес [Текст]. М.: «НТП «Вираж-Центр» // Техника машино-

строения – 2001. – № 2. – С. 78-82.

4.Айрапетов Э.Л. Совершенствование методов расчета нагруженности и прочности передач зацеплением [Текст]. М.: «НТП «Вираж-Центр» // Техника машиностроения –

2001. – № 2. – С. 8-34.

5.Установка для испытаний зубьев зубчатых колес на жесткость и выносливость. А.В. Бородин, Т.В. Вельгодская. Свидетельство на полезную модель № 9309, РФ, МКИ 6 G

01М 13/02. Бюл. № 2-99.

297

УДК 621.833

МОДЕЛИРОВАНИЕ ЭВОЛЬВЕНТНЫХ ПОВЕРХНОСТЕЙ КОСОЗУБЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ КОЛЕС

И.Г. Браилов, д-р техн. наук, проф.; С.П. Андросов*, канд. техн. наук, доц.; С.С. Адмаев, аспирант

Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия *Омский государственный технический университет

При решении задач моделирования процесса формообразования зубьев косозубых колес при зубообработке в пространственном отображении требуется рассмотрение не только профиля зуба в торцевом сечении, но и всей боковой поверхности зуба.

Настоящая работа посвящена моделированию боковых винтовых эвольвентных поверхностей зубьев цилиндрических косозубых колес.

Зубья зубчатых колес представляют собой тела, образуемые двумя симметричными эвольвентными поверхностями, называемые теоретическими. У реального зуба не вся боковая поверхность совпадает с теоретической [1]. В основании зубьев между теоретической и поверхностью впадин имеется переходная поверхность. В данной статье рассматривается только эвольвентная теоретическая поверхность. Для косого зуба боковая эвольвентная поверхность является винтовой. В общем случае эту поверхность можно рассматривать в двух параметрических направлениях. Первое направление представляет собой перемещение по эвольвентному профилю зуба в его торцевом сечении. Второе направление определяется винтовым перемещением эвольвенты вдоль оси зубчатого колеса.

В работе смоделированы боковые винтовые эвольвентные поверхности зубьев цилиндрических косозубых колес с использованием программных средств языка Visual C.

Моделирование поверхностей зубьев основывается на теоретических зависимостях, полученных авторами в работе [2].

Графическое представление боковой эвольвентной поверхности, охватывающей зуб колеса с одной стороны, показано на рис. 1. Оно привязано к системе координат зубчатого колеса, которая расположена на его оси во фронтальном торцевом сечении.

С помощью аффинных преобразований, а также с учетом конкретных геометрических параметров зубчатого колеса был смоделирован его зуб. Графическое представление одного зуба представлено на рис. 2.

298

Рис. 4. Алгоритм вычисления точек на поверхности

300