Содержание к диссертации
Введение
1. Анализ технического состояния тяговых редукторов колесно-моторных блоков локомотивов 7
1.1. Статистические данные по отказам локомотивов связанных с выходом из строя тяговых редукторов 8
1.2. Существующие конструкции тяговых редукторов локомотивов и условия их работы 12
1.2.1. Особенности тяговых редукторов электровозов 13
1.2.2. Особенности тяговых редукторов тепловозов 17
1.2.3. Применяемые смазочные материалы и смазывание тяговых зубчатых передач 22
1.2.4. Условия работы тяговых редукторов локомотивов 24
1.3. Анализ основных неисправностей тягового привода и перспективы его развития 25
1.3.1. Основные неисправности тягового привода и их анализ 26
1.3.2. Эксплуатационные отказы редукторов тепловозов 30
1.3.3. Перспективы развития тягового привода 32
1.4. Определение цели и постановка задачи исследования 33
1.5. Математическая модель «Экипаж - тяговый привод - путь» и использование ее для исследований динамической нагружености тягового привода тепловозов 34
1.6. Теоретические основы подобия, и применение я-теоремы для экспериментального исследования элементов тягового привода 38
2. Исследование зубчатой передачи с адаптивными свойствами 44
2.1. Снижение контактных давлений на поверхностях зубьев 44
2.2. Моделирование адаптивной зубчатой передачи 46
2.3. Экспериментальные исследования жесткости передачи 55
2.3.1. Исследование в статическом режиме 58
2.3.2. Испытания в динамическом режиме 74
2.4. Новое конструктивное решение прямозубой зубчатой передачи с адаптивными свойствами тягового редуктора тепловоза 77
2.5. Выводы 79
3. Повышение несущей способности конического соединения с натягом 80
3.1. Приемы, обеспечивающие повышение несущей способности соединений с натягом 83
3.2. Расчет конического соединения с дискретной посадочной поверхностью 85
3.2.1. Расчет контактного давления в гладком коническом соединении 87
3.2.2. Расчет контактного давления в соединении с дискретным стыком... 92
3.2.3. Оценка несущей способности деформационной волны 95
3.3. Экспериментальная оценка нагрузочной способности конического соединения с натягом, с дискретной поверхностью в контакте 100
3.4. Способы создания макронеровностей, увеличивающие прочность соединений с натягом 103
3.4.1. Способ получения макронеровностей в виде лунок 103
3.4.2. Способ получения макронеровностей в виде непрерывных углублений 106
3.5. Новое техническое решение соединений шестерни тягового редуктора с хвостовиком вала тягового электродвигателя, повышенной несущей способности 107
3.6. Выводы 109
4. Герметизация тягового редуктора
4.1. Конструкция кожуха тягового редуктора тепловоза 11 *
4.2. Анализ применяемых герметизирующих устройств 113
4.2.1. Контактное уплотнение 113
4.2.2. Щелевое уплотнение 115
4.2.2.1 .Течение жидкости в узких (капиллярных) щелях 118
4.2.2.2. Течение через щель с подвижной стенкой 123
4.2.3. Торцовое уплотнение 124
4.2.3.1. Гидростатический подшипник 125
4.3. Расчет утечек смазочного материала из кожуха редуктора 126
4.3.1 Контактное уплотнение 127
4.3.2. Щелевое уплотнение 129
4.4. Испытание щелевого уплотнения 130
4.5. Новое конструктивное решение уплотнения кожуха тягового редуктора тепловоза 133
5. Технико-экономическая эффективность внедрения новых технических решений, направленных на улучшение показателей работоспособности тягового редуктора тепловоза 141
Основные результаты и выводы 147
Список литературы 149
Приложение 160
- Математическая модель «Экипаж - тяговый привод - путь» и использование ее для исследований динамической нагружености тягового привода тепловозов
- Новое конструктивное решение прямозубой зубчатой передачи с адаптивными свойствами тягового редуктора тепловоза
- Экспериментальная оценка нагрузочной способности конического соединения с натягом, с дискретной поверхностью в контакте
- Новое конструктивное решение уплотнения кожуха тягового редуктора тепловоза
Введение к работе
На электровозах и тепловозах отечественной постройки преимущественное распространение получил индивидуальный привод на каждую колесную пару с обязательным применением зубчатых колес, т.к. для тяги используются электродвигатели, вращение якоря которых можно передать непосредственно на колесную пару.
Групповой привод, передающий вращающий момент от одного тягового двигателя одновременно на две или три колесные пары, существенно упрощает электрическую схему локомотива, повышает использование сцепного веса, но из-за сложности конструкции широкого распространения на магистральных железных дорогах не получил.
Все электровозы и почти все тепловозы, используемые на магистральных участках отечественных дорог, имеют индивидуальный тяговый привод, размещаемый на колесной паре. Размеры и, следовательно, наибольшая мощность его ограничиваются шириной колеи, диаметром колес и габаритом верхнего строения пути.
Зубчатая передача, являющаяся обязательным элементом тягового привода современных локомотивов с электродвигателями, обеспечивает работу тягового двигателя в режиме наиболее экономичной частоты вращения, сохраняя благоприятные условия для осмотра, смены и ремонта передачи.
Тяговые зубчатые колеса и шестерни являются теми элементами конструкции локомотивов, работоспособность которых надо повышать. Продолжительность исправной работы тягового редуктора в редких случаях превышает 1,5 млн. км пробега вместо 2,5 млн. км, необходимых по условию равнопрочности всех элементов колесной пары до капитального ремонта.
По данным анализа технического состояния электровозного парка по сети железных дорог России на протяжении последних лет (1997 - 2005 гг.), на зубчатые передачи приходится 10 - 13 % порч из общего количества порч механического оборудования, а неплановые ремонты, вызванные выходом из
строя тяговых редукторов, составляют свыше 9% общего количества неплановых ремонтов электровозов.
Износостойкость зубчатых передач пассажирских локомотивов выше, чем у грузовых. Из статистических данных известно, что тепловозные зубчатые колеса и шестерни с односторонней прямозубой зубчатой передачей изнашиваются примерно в 2 раза быстрее электровозных.
Для смены тяговых зубчатых колес в редукторах ремонтные заводы ОАО «РЖД» и локомотивные депо ежегодно расходуют десятки тысяч тонн легированной стали, и сотни миллионов рублей.
Наметившийся в последнее время стабильный рост объема перевозок и, как следствие, повышение масс и скоростей движения поездов требуют конструктивного совершенствования тягового редуктора, для повышения показателей работоспособности локомотивов и, естественного, роста безопасности движения поездов.
Анализ условий работы и причин выхода из строя механического оборудования позволяют выделить три основных направления работ по совершенствованию тягового редуктора локомотива. Во-первых, это работы по разработке и исследованию зубчатой передачи с адаптивными свойствами. Во-вторых, создание конического соединения шестерня-вал тягового двигателя с повышенной несущей способностью. И, в-третьих, разработка герметизирующего устройства выходного конца вала, исключающего утечки жидкостного смазочного материала.
Целью работы является улучшение показателей работоспособности тягового редуктора тепловоза конструктивными методами.
Математическая модель «Экипаж - тяговый привод - путь» и использование ее для исследований динамической нагружености тягового привода тепловозов
В новой конструкции УСЗК упрощена технология изготовления РМБ, вид посадки венца колеса на ступицу, что увеличило срок службы до 2,2 - 2,5 млн. км (это срок службы зубьев до предельного износа). При этом значительно уменьшаются динамические воздействия в тяговой передаче.
Кожух служит резервуаром для масла, применяемого для смазки шестерни и зубчатого колеса тяговой передачи, и предохраняет передачу от загрязнения во время движения тепловоза.
Размеры кожуха определяются размерами зубчатого соединения. При осевой подвеске тяговых двигателей локомотива кожух состоит из двух частей с линией разъема по оси колесной пары и шестерни. Но независимо от конструкции он должен иметь надежное уплотнение по линии разъема, отверстия для заливки и слива масла, съемные люки для осмотра зубчатой передачи, щуп для контроля за уровнем масла, трубку-сапун для выравнивания давления внутри него с атмосферным.
Для заливки масла в кожухе имеется горловина, куда заливается 3,5 кг смазочного материала (Л и 3 по ТУ32ЦТ-006-68), приготовленной (летом) из 67 % трансформаторного летнего масла, 30 % универсальной тугоплавкой синтетической смазки УТС-1 и 3% порошкообразной серы I и II сортов, (тепловозы 2ТЭ10В и ТЭМ2). [23] Зимой состав смазочного материала: 87 % автотракторного трансмиссионного летнего масла, 10 % смазки УТС-1 и 3 % порошковой серы. Широкое внедрение получила смазка тепловозных передач (СТП), ТУ38УССР-2-1-232-76 [21]. Чтобы предупредить вытекание масла из кожуха со стороны тягового электродвигателя, в паз, образованный уплотняющими накладками, закладывается уплотнение. Для обеспечения сжатия уплотняющего кольца между верхней и нижней частями кожуха по линии разъема предусмотрен зазор до 3 мм за счет прокладок, уложенных под лапы. Со стороны буксы уплотнение достигается при помощи отбойного полукольца на стенке верхней части кожуха и отбойного кольца на ведомой шестерне. Горловина имеет лабиринтное уплотнение, образованные вваренными вертикальными и горизонтальными кольцами. Основные возможные неисправности кожуха связаны с утечкой масла. Это трещины пробоины, неплотности в плоскости разъема [8]. Кожух предназначен для защиты от песка, пыли и других абразивных материалов зубчатой передачи, которая смазывается окунанием, но от механических повреждений, вызванных нарушением габарита верхнего строения пути (91 % неисправностей), кожух защитить не может. В эксплуатации наблюдались случаи разрушении колес с завальцовкой зубьев, что говорит о колоссальной разрушительной силе ударов, вызванных нарушением габарита пути. Уплотнение между двумя частями кожуха не всегда обеспечивает необходимую герметичность. Особенно в опорах кожуха по диаметру ступицы колеса колесной пары и по буртику вкладыша МОП. Недостаточная стабильность уплотнений кожухов объясняется не только износом самих уплотнений, но и изменением положения кожуха при износах вкладышей МОП. При увеличении износа вкладышей до 2,5 мм на такую же величину возрастает зазор в уплотнении кожуха на оси колесной пары и на бортовой части вкладышей [22]. Стальные кожухи отечественных локомотивов изготавливают из листов толщиной 4 и 6 мм. Вес его для тепловоза 2ТЭ10Л и других составляет 108-ПО кг [28]. Основным недостатком таких кожухов является крепление их к остову тягового двигателя. Это резьбовые бобышки, приваренные к одной несущей стенке, которая под действием вибраций выгибается с большой частотой и вызывает трещины - основной вид неисправностей металлических кожухов. Вибрационные нагрузки приводят к ослаблению болтовых креплений и даже потере болтов в пути. При ремонте после заварки трещины усиливают ребрами жесткости, что увеличивает вес и, конечно, вибрационные нагрузки, а значит возрастает вероятность разрушения. Поэтому считается нецелесообразным ремонтиро 21 вать кожух, если его масса после многократных ремонтов увеличилась более, чем на 15 - 17 кг. Его заменяют новым [2]. Тепловозные зубчатые передачи при опорно-осевой подвеске двигателя работают в очень тяжелых условиях, обусловленных значительными динамическими нагрузками и концентрациями их на малом участке зубьев. Динамические нагрузки на зубья передачи вызываются как внешними, так и внутренними причинами. К числу внешних причин относятся колебания колесной пары в вертикальной плоскости при прохождении ею стыков и других неровностей пути. Внутренними причинами являются неизбежные неточности при изготовлении и сборке передачи, влияние которых прогрессирует с ростом износа сопряженных деталей. По мере износа ударные вибрационные нагрузки резко увеличиваются, что объясняется нарушением эвольвентного профиля зубьев при их износе. Динамические нагрузки, действующие в зубчатой передаче, вызывают не только быстрый износ и разрушение зубьев, но и снижают надежность ТЭД.
Концентрация нагрузок на концевом участке зубьев со стороны двигателя при передаче тягового момента обусловлена перекосом сопряженных зубьев колеса и шестерни. Перекос вызван консольным расположением шестерни на валу двигателя. При этом суммарный угол перекоса между зубом шестерни и зубом колеса складывается из углов, получающихся: от изгиба оси колесной пары, от поворота тягового двигателя в зазорах hm моторно-осевых подшипников, от изгиба вала якоря двигателя, от поворота вала якоря в зазорах кя якорных подшипников, а также от неточностей изготовления. На рисунке 1.5, а показана утрированная схема перекосов в элементах колесно-моторного блока. В результате перекоса зубьев распределение тяговой нагрузки по их длине может иметь вид треугольника (рис. 1.5, б). Причем наибольшее значение удельной нагрузки имеет место на концевом участке зуба со стороны тягового двигателя, т, е. со стороны большего диаметра конусного отверстия шестерни. Именно с этой стороны у зубьев шестерни и колеса наблюдаются трещины, сколы, питтинги и повышенный износ [28-30].
Новое конструктивное решение прямозубой зубчатой передачи с адаптивными свойствами тягового редуктора тепловоза
Известно, что основными факторами, определяющими сопротивление контактирующих поверхностей зубьев по различным критериям отказа, являются уровень контактных напряжений, соотношение скоростей качения и скольжения, местная температура в контакте и динамические процессы, происходящие при работе зубчатой передачи. В связи с этим на активной части поля (линии) зацепления могут быть выделены и должны быть тщательно проанализированы следующие критические точки: - вершины зубьев шестерни (колеса), наиболее удаленные от полюса зацепления; - точки ударного входа (кромочный удар) и выхода (срединный удар) зубьев из зацепления; - зона от входа зуба в зацепление (в нерасчетной точке) до выхода на теоретическую линию (поверхность) зацепления; - зона точек начала и конца однопарного зацепления (для прямозубых передач с Ба 2,0), где эпюра контактных давлений существенно отличается от герцевской эпюры. Возникновение вибраций в зубчатых передачах независимо от их вида связано с шаговыми погрешностями зубчатых колес и периодической сменой числа пар зубьев, принимающих участие в передаче крутящего момента.
Известно, что вход зубьев в зацепление происходит не плавно, а с некоторым скачком скорости в нормальном к профилям зубьев направлении. Профессор А.И. Петрусевич впервые ввел понятие «скорость удара» при входе зубьев в зацепление, воспользовавшись для определения силы удара теорией Г.Герца. Ударное взаимодействие зубьев при входе в зацепление в нерасчетной точке является причиной возникновения вибраций в зубчатой передаче и зарождения первых контактных разрушений.
Линейное касание зубьев может иметь место лишь в отсутствие погрешностей и упругих деформаций элементов передачи. Однако именно в этом идеальном случае контактирования зубьев (и вообще кинематических пар) возникают принципиальные трудности в определении контактной деформации зубьев. Г. Герц не привел зависимостей для определения контактной деформации цилиндров с параллельными осями, ограничившись лишь зависимостями для максимальных контактных давлений.
Наибольший интерес из практики представляет именно кромочное касание, имеющее место при наличии погрешностей и упругих деформаций элементов передачи. Кромочный контакт упругих тел не имеет строго аналитического решения. В работе для произвольной функции просвета между телами показано, что при произвольной геометрии контактирующих поверхностей контактная деформация упругих тел линейно зависит от удельной нагрузки в контакте. В работах на базе модели упругого основания получено решение задачи о кромочном контакте цилиндров, причем эта модель использована лишь для учета угла перекоса между цилиндрами.
Важным фактором (не учитываемым обычно при расчетной оценке износа зубьев), определяющим сопротивление контактирующих поверхностей зубьев износу (наряду с учитываемым геометро-кинематическими параметрами) является повышенная податливость торцовых участков. Где имеет место начальный контакт зубьев при наличии погрешностей взаимного положения контактирующих поверхностей. Поэтому была разработана упрощенная модель износа зубьев, основанная на использовании модели упругого основания при записи физического уравнения контакта и приближенной записи профилей цилиндров. В отличие от известных работ эта модель износа зубьев прямозубых передач учитывает: 1) начальный перекос между поверхностями зубьев, связанный с погрешностями и упругими деформациями элементов передачи; 2) повышенную податливость торцовых участков зубьев, благоприятно сказывающуюся на снижении уровня контактных давлений на боковых поверхностях зубьев при износе.
Перекос зубчатых колес в односторонней тяговой зубчатой передаче тепловозов и, как следствие, неравномерное распределение нагрузки по длине зубьев вызывают выход из строя тягового редуктора и локомотива в целом. Повысить работоспособность тяговой зубчатой передачи можно за счет уменьшения жесткости отдельных элементов колес, путем увеличения изгибной податливости зубьев, т.е. придания им адаптивных свойств. Основными факторами, определяющими сопротивление контактирующих поверхностей зубьев эволь-вентных зубчатых передач по различным критериям отказа являются уровень контактных напряжений, соотношение скоростей качения и скольжения, местная температура в контакте зубьев и динамические процессы, происходящие при работе зубчатой передачи. В связи с этим на активной части поля зацепления следует выделить кромочный удар зубьев, который характеризуется увеличением динамических контактных напряжений и связанные с этим всплеск местной температуры и снижение вязкости слоя смазки. Применяемые способы снижения кромочного контакта: продольная и профильная модификация зубьев, увеличение податливости зацепления путем изменения жесткости отдельных элементов колес способствует уменьшению вероятности отказа поверхностей зубьев по контактной выносливости. Средством адаптации механической передачи может служить и упругая деформация зубьев колес, когда зубья одного из колес можно наделить значительной изгибной податливостью, тем самым венец зубчатого колеса получает дополнительную степень свободы, что ведет к ослаблению ударного взаимодействия зубьев колес.
Рассмотрим зуб такого колеса (рис. 2.1). В общем случае, размеры кольцевых прорезей, их ширина h и глубина Н, одного зуба могут быть различными. Кольцевые прорези можно располагать по длине зуба как равномерно, так и неравномерно. Наиболее неблагоприятным с точки зрения прочности и несущей способности передачи является случай, когда пятно контакта смещается в точку А.
Экспериментальная оценка нагрузочной способности конического соединения с натягом, с дискретной поверхностью в контакте
Установка включает корпус 1, валик 2 с испытываемым зубчатым колесом ) 3, нафужатель, состоящий из валика 4 с зубчатым колесом 5, и рычага, составленного из цилиндрических стержней 6 и 7 и траверсы 8, которая контактирует с пружиной 9 и кинематически связана с преобразователем нагрузки, включающим, например электродвигатель 10, кулачок 11 и шток 12. Валик 2 удерживается от проворота рычагом, составленным из цилиндрических стержней 13 и 14 и траверсы 15, которая контактирует с упругими элементами 16 и 17. Силовое замыкание на корпус 1 осуществляется через прокладки 18 и 19. Валики 2 и 4 устанавливаются в шарнирные опоры 20 и 21 и эксцентричные втулки 22 и 23, которые фиксируются в осевом направлении и от проворота крышками 24 и 25. Устройство рычагов и расположение упругих элементов обеспечивает нагружение траверс в плоскости симметрии венцов зубчатых колес. Прокладками 18 и 19 и перемещением траверс вдоль осей стержней рычагов можно изменять величину нагрузки в зацеплении колес, а также регулировать величину переменного изгибающего момента по высоте испытываемых зубьев. Эксцентричные втулки 22 и 23 позволяют смещать шарнирные опоры и тарировать величину перекоса осей валиков 2 и 4. Поворот втулок осуществляют приложением нагрузок к торцовым поверхностям втулок в пазах 26 и 27, положение которых определяет величину смещения каждой опоры. Шарнирные подшипники - опоры 20 и 21 обеспечивают свободное вращение валиков при зацеплении колес и перекосах их осей в пределах, устанавливаемых условиями испытаний.
При использовании нагружателя с кулачковым приводом характер изменения нагрузочного момента можно задавать профилем кулачка, а также начальным положением рычага нагружателя. При вращении вала электродвигателя кулачок периодически сжимает пружину 9 в упругие элементы 16 и 17. Положение траверс 8 и 15 и ход траверсы 8 определяют угол закручивания колеса нагружателя и, соответственно, величину относительного перемещения профилей зубьев, находящихся в зацеплении, а также величину переменного момента, действующего по высоте испытываемых зубьев. При необходимости в зону зацепления принудительно подается смазка из бака с помощью насоса или устанавливается ванна с маслом, обеспечивающая смазывание окунанием колеса нагружателя.
Предлагаемая установка позволяет приблизить условия испытаний к эксплуатационным, за счет нагружения зубьев колес переменным моментом (известны тарировка пружин и плечи рычагов) по всей высоте и возможности поворота испытываемых колес под нагрузкой, расширить технологические требования к стационарному устройству при испытаниях на жесткость и выносливость зубьев зубчатых колес.
Испытания проводили на зубчатом колесе с числом зубьев z = 38, модулем m = 5 мм. Предварительно была проведена тарировка пружины 9 при усилии 60 Н ± 30 Н. Перекос валов осуществляется с помощью эксцентричных втулок 22 и 23 смещением в шарнирных опорах 20 и 21. Использовался электродвигатель с частотой вращения вала пэ = 1470 об/мин. Испытания проводились в течение 1000 часов, с контролем пятна контакта через каждые 100 часов.
Анализ результатов стендовых испытаний подтвердил работоспособность цилиндрической передачи в динамическом режиме: при перекосах валов больше 5 величина площади пятна контакта после нагружения зубьев около 15-20 млн. циклов уменьшилась на 15-18 %. На основании данных о нагруженное и условиях работы тяговых зубчатых передач локомотивов в эксплуатации, а также результатов проведенных исследований предложено новое устройство прямозубой зубчатой передачи тягового редуктора тепловоза, которое нашло отражение в патенте на полезную модель (№ 9279 РФ «Зубчатая передача» А.В. Бородин, Т.В. Вельгодская, И.Л. Рязанцева) [46]. В предложенной зубчатой передаче (рис. 2.19) венец одного колеса имеет три кольцевые прорези, две из которых 3 не превышают высоту зуба, выполнены глубиной равной модулю и расположены симметрично по отношению к средней прорези 2, делящей зуб на две равные части и имеющей глубину больше 2 т. Такое колесо увеличивает податливость его венца в момент входа зубьев в зацепление и способствует уменьшению шума и вибрации передачи. При этом повышается равномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, а значит, увеличивается нагрузочная способность передачи. Для улучшения подвода смазочного материала к поверхностям трения, чтобы не происходило схватывание рабочих поверхностей зубьев и для увеличения срока службы передачи прорезь 2 может быть выполнена шире прорезей 3, чтобы в ней поместить зубчатый диск 4. Диск 4 может состоять из нескольких секторов, соединенных с венцом зубчатого колеса 1 неподвижно. Чтобы утопить диск в венец колеса, глубина прорези 2 увеличена до (3 - 4)т (рис. 2.20). При использовании жидкого смазочного материала при окунании зубьев венца 1 полости 5 диска 4 заполняются смазкой, которая под действием центробежных сил поступает через каналы 6 в зону зацепления. Эта конструкция может работать и без смазки. В этом случае зубчатый диск 4 следует выполнить из самосмазывающегося материала, а кольцевую выточку - по замкнутой винтовой линии. Это обеспечивает образование граничной пленки по поверхностям зубьев. Таким образом, в предложенной зубчатой передаче повышается несущая способность из-за более равномерного распределения нагрузки по длине контактных линий зацепления и увеличивается срок ее службы за счет лучшего смазывания рабочей зоны зубьев колес тягового редуктора тепловоза. Используя полученные результаты, можно сделать выводы: 1. Прорези и канавки увеличивают суммарную площадь пятен контакта на профилях зубьев. Каждая последующая часть зуба нагружается плавно, по степенно, 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 ярко это проявляется при перекосах валов 9 и 13 . 2. Канавки и 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 канавок более трех не приводит к существенному повышению пятна контакта и может снизить прочность зуба до опасных напряжений изгиба.
Новое конструктивное решение уплотнения кожуха тягового редуктора тепловоза
При выполнении рельефа на детали типа «втулка» (см. рис. 3.12, б) на коническую посадочную поверхность втулки 5 устанавливают сепаратор 6 с телами качения 7. Диаметр рабочей поверхности 8 оправки, контактирующей с телами качения, больше поперечного размера, определяемого разностью между диаметром посадочного отверстия и двумя максимальными диаметрами тел качения. Это обеспечивает контактное давление на тела качения при осевом перемещении оправки и формирование требуемого рельефа на посадочной поверхности втулки.
Частям инструмента 4 и 8 при формировании рельефа можно сообщать ультразвуковые колебания, действие которых совпадает с направлением их перемещения. В этом случае инструмент соединяют с волноводом (или изготавливают за одно целое), который жестко крепится к концентратору ультразвукового преобразователя. Использование ультразвуковых колебаний при продольном перемещении рабочих органов инструмента снижает усилия при выполнении пластического деформирования материала вала или втулки телами качения, повышает твердость выступов за счет наклепа материала при его смещении к периферии впадины.
Рельеф на детали наносится с плотностью, при которой отношение суммарной площади поверхности, занятой рельефом, ко всей посадочной поверхности достигает 0,35. Это условие обеспечивается размерами углублений с глубиной деформирования, которое не превышает величину максимального натяга в соединении. При деформировании посадочной поверхности на глубину натяга на ней образуются эллипсообразные впадины, а по периметру впадин формируются выступы с максимальной высотой, не превышающей максимальную величину углубления тел качения.
Соединение с натягом осуществляют тепловой деформацией деталей. Первоначальное контактирование соединяемых деталей в процессе тепловой сборки происходит по выступающим над посадочной поверхностью контурам, образованными выступами переменной высоты по периметру впадин. В результате больших контактных давлений выступы деформируют материал сопрягаемой поверхности, при этом за счет натяга по базовым поверхностям более пластичный материал перемещается в углубление поверхности с боль 106 шей твердостью. К сопряжению деталей по базовым поверхностям добавляются соединения по контурам выступов и поверхностям впадин, внутри этих контуров. При загрузке соединения контуры выступов и материал во впадинах воспринимают сдвигающие усилия.
В основании 1 выполнена кольцевая проточка, в которой рабочие по верхности термообработаны до твердости, примерно равной твердости раз мещенных в проточке шариков 2, т.е. с HRC 60-64. Диаметральный размер выточки выбирается таким образом, чтобы с учетом размера шариков их вы ступающие части по диаметру d обеспечивали расчетную глубину наноси мых на поверхность детали канавок. Количеством канавок на единицу длины окружности можно варьировать установкой сепаратора с разделяющими ц прокладками. Собранные в выточку шарики с сепаратором или без него сверху прикрываются крышкой 3 с кольцевой выточкой, имеющую также поверхностную твердость порядка 60-64 HRC. Крышки к основанию прижимаются болтами 4 и собранный таким образом инструмент устанавливается в оправку 5, имеющую высоту, превышающую длину детали, на которую наносятся канавки. При образовании макрорельефа обрабатываемая деталь устанавливается сверху на инструмент и определенным усилием Р продавливается между телами качения 2. Если инструменту во время рабочего хода детали придать неравномерное вращение, то образуется макропрофиль с криволинейными образующими. Увеличение поверхности контакта по выступам, обеспечение возможности перемещения пластичного материала в углубления за счет выполнения их с необходимыми поперечными размерами, заполнение материалом впадин, расположенных внутри выступов, позволяет существенно повысить несущую способность соединений с натягом деталей типа вал-втулка. На основе выше приведенных исследований предлагается устройство конического соединения, содержащее охватываемую и охватывающую поверхности с одинаковой конусностью, которую выполняют с углублениями переменной высоты в продольном направлении на охватывающей поверхности. Наибольшая высота углублений выполняется у торцовой поверхности меньшего диаметра конуса и равна величине гарантированного натяга. Углубления могут быть выполнены по винтовым коническим поверхностям и иметь различные направления их кривизны.
Коническое соединение состоит из охватывающей 1 и охватываемой 2 поверхностей (рис. 3.14). На охватывающей 2 поверхности выполнены углубления 3 переменной высоты и ширины, высота 4 углублений у большого диаметра D равна нулю, у меньшего диаметра d высота 5 достигает величины гарантированного натяга. Углубления 3 выполняют с прямолинейным контуром 6 в продольном направлении конуса и симметричном расположением ширины углублений относительно плоскости, проходящей через оси углублений и конуса охватывающей поверхности, а также - с криволинейным контуром 7 углублений 8 и 9, причем оси углублений располагают на винтовых конических поверхностях соединения (рис. 3.15).
