Исследование зубчатых редукторов

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И  НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Федеральное государственное бюджетное  образовательное учреждение

высшего профессионального образования

НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ

ТОМСКИЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ  УНИВЕРСИТЕТ

 

Институт/ 

Факультет     – Институт Физики Высоких Технологий

Направление – Машины и оборудование нефтяных и газовых

   промыслов

Кафедра        –   Теоретической и прикладной механики

 

 

 

 

 

Исследование зубчатых редукторов

^{Наименование  лабораторной работы}

 

Отчет по лабораторной работе № 1

по курсу «Детали машин и основы конструирования»

^{Наименование учебной дисциплины}

 

 

 

 

Выполнил: студент гр.4790                        12.12.2011    Бобырь Д.А.

           ^{Подпись             Дата                    И.О.Фамилия}

Проверил: ст. преподаватель   ________    _______    Борисенко Г.П.

^{должность         Подпись             Дата                    И.О.Фамилия}

 

 

 

 

 

 

Томск – 2011

СОДЕРЖАНИЕ

 

1. Цель работы 3
2. Задания по работе 3
3. Краткие теоретические положения 4

1. Зубчатые передачи 4

2. Общие сведения 4

3.3 Краткие сведения о геометрии и кинематике 5

4. Ход работы 11
5. Список использованной литературы 20

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Цель работы: освоение знаний, технических характеристик зубчатых редукторов, необходимых при технико-экономическом обосновании выбора покупных изделий данного типа.

Задания по работе:

1. Изучить по литературе основные теоретические положения применительно к данной лабораторной работе.
2. Определить основные технические характеристики данного редуктора.
3. Проанализировать полученные результаты в выводе.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Краткие теоретические положения

 

ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ

 

Общие сведения

 

В курсе «Детали  машин» изучают методы расчета зубчатых передач на прочность и долговечность. При этом предполагается, что из курса «Теория механизмов» изучающим известны расчеты геометрии зацепления и способы изготовления зубчатых колес. Некоторые сведения по этим вопросам излагаются в курсе «Детали машин» в том объеме, какой необходим для уяснения основных положений расчета на прочность.

Принцип действия и классификация. Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес (рис. 8.2).

 

 

По расположению осей валов различают: передачи с параллельными осями, которые выполняют с цилиндрическими колесами внешнего или внутреннего зацепления (рис. 8.2, а, 6); передачи с пересекающимися осями — конические колеса (см. рис. 8.29); передачи с пересекающимися осями — цилиндрические винтовые (см. рис. 8.56), конические гипоидные (см. рис. 8.57), червячные (см. рис. 9.1). Кроме того, применяют передачи между зубчатым колесом и рейкой (рис. 8.2, в).

По  расположению зубьев на колесах различают передачи: прямозубые (рис. 8.2) и косозубые (см. рис. 8.23).

По  форме профиля зуба различают эволъвентные и круговые. Наиболее распространен эвольвентный профиль зуба, предложенный Эйлером в 1760 г. Он обладает рядом существенных технологических и эксплуатационных преимуществ. Круговой профиль зуба предложен М. Л. Новиковым в 1954 г. По сравнению с эвольвентным он позволяет повысить нагрузку передач.

Оценка  и применение. Основные преимущества зубчатых передач: высокая нагрузочная способность и, как следствие, малые габариты (рис. 8.3, где а — зубчатая, б—ременная, в — клиноременная, г — цепная передачи с одинаковыми параметрами); большая долговечность и надежность работы (например, для редукторов общего применения установлен ресурс ~ 30 000 ч); высокий к.п.д. (до 0,97...0,98 в одной ступени); постоянство передаточного отношения (отсутствие проскальзывания); возможность применения в широком диапазоне скоростей (до 150 м/с), мощностей (до десятков тысяч кВт) и передаточных отношений (до нескольких сотен и даже тысяч).

Среди недостатков  зубчатых передач можно отметить повышенные требования к точности изготовления, шум при больших скоростях, высокую  жесткость, не позволяющую компенсировать динамические нагрузки*. Отмеченные недостатки не снижают существенного преимущества зубчатых передач перед другими. Вследствие этого зубчатые передачи наиболее широко распространены во всех отраслях машиностроения и приборостроения. Из всех перечисленных выше разновидностей зубчатых передач наибольшее распространение имеют передачи с цилиндрическими колесами, как наиболее простые в изготовлении и эксплуатации, надежные и малогабар; тные. Конические, винтовые т» червячные передачи применяют лишь в тех случаях, когда это необходимо по условиям компоновки машины.

 

Краткие сведения о геометрии и  кинематике

 

Все понятия  и термины, относящиеся к геометрии  и кинематике зубчатых передач, стандартизованы. Стандарты устанавливают термины, определения и обозначения, а также методы расчета геометрических параметров.

Основные  параметры. Меньшее из пары зубчатых колес называют шестерней, а большее — колесом. Термин «зубчатое колесо» является общим. Параметрам шестерни приписывают индекс 1, а параметрам колеса — 2 (рис. 8.4). Кроме того, различают индексы, относящиеся: w — к начальной поверхности или окружности; b — к основной поверхности или окружности; а — к поверхности или окружности вершин и головок зубьев; /—к поверхности или окружности впадин и ножек зубьев. Параметрам, относящимся к делительной поверхности или окружности, дополнительного индекса не приписывают.

Общие понятия о параметрах пары зубчатых колес и их взаимосвязи  проще всего пояснить, рассматривая прямозубые колеса. . При этом особенности косозубых колес рассматривают дополнительно: z_{ и z₂ — число зубьев шестерни и колеса; р—делительный окружной шаг зубьев (равный шагу исходной зубчатой рейки); p_b=p cos а — основной окружной шаг зубьев; а — угол профиля делительный (равный углу профиля исходного контура), по ГОСТ 13755—81, α = 20°; α_w —угол зацепления или угол профиля начальный:

; т= р/к — окружной модуль зубьев (основная характеристика размеров зубьев). Значения модулей стандартизованы ГОСТ 9563 — 60 в диапазоне 0,05... 100 мм (табл. 8.1); d=pz/n = mz—делительный диаметр (диаметр окружности, по которой обкатывается инструмент при нарезании); d_b = d х xcosa—основной диаметр (диаметр окружности, разверткой которой являются эвольвенты зубьев); d_wl и d_w2 — начальные диаметры (диаметры окружностей, по которым пара зубчатых колес обкатывается в процессе вращения:

 

 

 

У передач  без смещения и при суммарном  смещении х_∑= 0 (см. ниже) начальные и делительные окружности совпадают:

.

 

При нарезании  колес со смещением делительная  плоскость рейки (делительная окружность инструмента) смещается к центру или от центра заготовки на хт (см. рис. 8.22); х — коэффициент смещения исходного контура. Смещение от центра считают положительным (X>0), а к центру – отрицательным (X<0).

 

Критерии работоспособности и  расчета

 

Условия работы зуба в зацеплении. При передаче крутящего момента (рис. 8.9) в зацеплении кроме нормальной силы F_n действует сила трения F_Tp = F_nf, связанная со скольжением. Под действием этих сил зуб находится в сложном напряженном состоянии (рис. 8.10).

Решающее  влияние на его работоспособность оказывают два основных напряжения: контактные напряжения ст_я и напряжения изгиба cr_F*. Для каждого зуба ст_я и o_F не являются постоянно действующими. Они изменяются во времени по некоторому прерывистому отнулевому циклу (см. рис. 8.9). Время действия o_F за один оборот колеса (/_х) равно продолжительности зацепления одного зуба (t₂). Напряжения сг_я действуют еще меньшее время. Это время равно продолжительности пребывания в зацеплении данной точки поверхности зуба с учетом зоны распространения контактных напряжений.

Переменные  напряжения являются причиной усталостного разрушения зубьев: поломка зубьев от напряжений изгиба и выкрашивание поверхности от контактных напряжений. С контактными напряжениями и трением в зацеплении связаны также износ, заедание и другие виды повреждения поверхностей зубьев.

Поломка зубьев (рис. 8.11). Поломка связана с напряжениями изгиба. На практике чаще наблюдается выламывание углов* зубьев вследствие концентрации нагрузки. Различают два вида поломки зубьев:

поломка от больших перегрузок ударного или даже статического действия (предупреждают защитой привода от перегрузок или учетом перегрузок при расчете);

усталостная поломка, происходящая от действия переменных напряжений в течение сравнительно длительного срока службы (предупреждают определением размеров из расчета на усталость). Особое значение имеют меры по устранению концентраторов напряжений (рисок от обработки, раковин и трещин в отливках, микротрещин от термообработки и т. п.).

Общие меры предупреждения поломки зубьев — увеличение модуля, положительное смещение при нарезании зубьев, термообработка, наклеп, уменьшение концентрации нагрузки по краям (жесткие валы, зубья со срезанными углами — см. рис. 8.13, ж, бочкообразные зубья—см. рис. 8.14, в и пр.).

Повреждение поверхности зубьев. Все виды повреждения поверхности зубьев (рис. 8.12) связаны с контактными напряжениями и трением.

Усталостное выкрашивание от контактных напряжений (рис. 8.12, а) является основным видом разрушения поверхности

зубьев при  хорошей смазке передачи (чаще всего  это бывают за-

крытые, сравнительно быстроходные передачи, защищенные от пыли и грязи). Зубья таких передач разделены тонким слоем масла, устраняющим металлический контакт. При этом износ зубьев мал. Передача работает длительное время до появления усталости в поверхностных слоях зубьев. На поверхности появляются небольшие углубления, напоминающие оспинки, которые растут и превращается в раковины. Выкрашивание начинается обычно вблизи полюсной линии на ножках зубьев там, где нагрузка передается одной парой зубьев, а скольжение и перекатывание зубьев направлены так, что масло запрессовывается в трещины и способствует выкрашиванию частиц металла (см. рис. 8.8). При выкрашивании нарушаются условия образования сплошной масляной пленки, появляется металлический контакт с последующим быстрым износом или задиром поверхности. Образование первых усталостных раковин не всегда служит признаком близкого полного разрушения зубьев. В передачах, зубья которых имеют невысокую твердость (<350 НВ), наблюдаются случаи так называемого ограниченного или начального выкрашивания. Начальное выкрашивание связано с приработкой зубьев недостаточно точно изготовленных передач. Оно появляется в местах концентрации нагрузки после непродолжительной работы и затем приостанавливается. При этом образовавшиеся раковины не развиваются и даже совершенно исчезают вследствие сглаживания. Прекращение дальнейшего выкрашивания в этом случае объясняется тем, что разрушение мест концентрации нагрузки выравнивает ее распределение по поверхности зуба. При высокой твердости зубьев (>350 НВ) явление ограниченного выкрашивания обычно не наблюдается. Образовавшиеся раковины быстро растут вследствие хрупкого разрушения их краев.

В передачах, работающих со значительным износом, выкрашивание не наблюдается, так как поверхностные слои снимаются раньше, чем появляются трещины усталости.

Основные  меры предупреждения выкрашивания: определение размеров из расчета на усталость по контактным напряжениям; повышение твердости материала путем термообработки; повышение степени точности и в особенности по норме контакта зубьев.

Абразивный  износ (рис. 8.12, б) является основной причиной выхода из строя передач при плохой смазке. К таким передачам относятся прежде всего открытые передачи, а также закрытые, но недостаточно защищенные от загрязнения абразивными частицами (пыль, продукты износа и т. п.). Такие передачи можно встретить в сельскохозяйственных и транспортных машинах, горнорудном оборудовании, грузоподъемных машинах и т. п. У изношенной передачи увеличиваются зазоры в зацеплении, появляется шум, возрастают динамические нагрузки. В то же время прочность изношенного зуба понижается вследствие уменьшения площади его поперечного сечения. Все это может привести к поломке зубьев, если зубчатые колеса своевременно не забраковать.

Расчет на износ затруднен тем, что интенсивность  износа зависит от многих случайных  факторов, в первую очередь от интенсивности  загрязнения смазки*.

На  практике при расчете передач, у  которых наблюдается износ зубьев, понижают допускаемые контактные напряжения до значений, установленных на основе опыта эксплуатации подобных конструкций.

Основные  меры предупреждения износа — повышение твердости поверхности зубьев, защита от загрязнения, применение специальных масел.

Заедание (рис. 8.12, в) наблюдается преимущественно в вы- соконагруженных и высокоскоростных передачах. В месте соприкасания зубьев этих передач развивается высокая температура, способствующая разрыву масляной пленки и образованию металлического контакта. Здесь происходит как бы сваривание частиц металла с последующим отрывом их от менее прочной поверхности. Образовавшиеся наросты задирают рабочие поверхности зубьев в направлении скольжения. Кромочный удар (см. ниже) способствует заеданию.

Меры  предупреждения заедания те же, что и против износа. Желательно фланкирование зубьев и интенсивное охлаждение смазки. Эффективно применение противозадирных масел с повышенной вязкостью и химически активными добавками. Правильным выбором сорта масла можно поднять допускаемую нагрузку по заеданию над допускаемыми нагрузками по другим критериям.

Пластические  сдвиги наблюдаются у тяжелонагруженных тихоходных зубчатых колес, выполненных из мягкой стали. При перегрузках на мягкой поверхности зубьев появляются пластические деформации с последующим сдвигом в направлении скольжения (см. рис. 8.6). В результате у полюсной линии зубьев ведомого колеса образуется хребет, а у ведущего—соответствующая канавка. Образование хребта нарушает правильность зацепления и приводит к разрушению зубьев. Пластические сдвиги можно устранить повышением твердости рабочих поверхностей зубьев.