Дипломная (вкр): Разработка технологии упрочнения железнодорожных колес
Поскольку максимальное значение твердости в закаленном поверхностном слое гребня не превышает 500 HV, то, соответственно, и микроструктура слоя не содержит мартенсит, а представлена троостомартенситом и отпущенным мартенситом в поверхностном слое, троостосорбитом и сорбитом разной степени дисперсности в средней части и на границе с основным металлом. Наличие мартенсита в упрочненном слое, которое наблюдается при использовании других плазменных технологий, приводит к образованию значительных остаточных напряжений в зоне закаленного слоя и, соответственно, к повышенной вероятности образования микротрещин в этой области. Следовательно, эксплуатация железнодорожных колес с плазменным упрочнением вынесенной электрической дугой более безопасна.
Практическая реализация технологии и оборудования. Плазменная технология и оборудование по упрочнению гребней бандажей локомотивных колес внедрены в 1997 году в трех депо Дальневосточной железной дороги (Смоляниново, Вяземская, Тында). Износ гребней бандажей локомотивных колес сократился в 1,5...3,0 раза в зависимости от участка эксплуатации, времени года и др. Экономический эффект от плазменного упрочнения по данной технологии с 1999 по 2002 г. составил около 6,1 млн. руб., или около 2500 руб. на одну колесную пару. Технология и оборудование защищены патентами РФ.
Выводы. 1. Теоретические исследования процесса плазменного упрочнения показали целесообразность использования плазменных генераторов, обеспечивающих относительно «мягкий» нагрев поверхности.
. Для реализации оптимальных тепловых потоков на поверхности при упрочнении железнодорожных колес целесообразно использование плазменного генератора с вынесенной электрической дугой, управляемой магнитными полями.
. Экспериментальные исследования плазменного упрочнения с использованием данной технологии показали возможность получения оптимальных характеристик упрочненного слоя, как геометрических, так и структурных.
. Практическая реализация технологии в условиях Дальневосточной железной
дороги показала экономическую эффективность использования технологии и
оборудования и снижение износа гребней бандажей локомотивных колес в 1,5...3,0
раза.
2. Конструкторская часть
.1 Кинематический расчет привода
Варианты кинематических схем с геометрических рядом чисел оборотов связаны двух основных задач привода: настройки чисел оборотов в пределах заданного диагноза Д, уменьшения (редукций или увлечения ) (мультипликаций) числа оборотов главного вала.
При проектирований привода станка необходимо строится, чтобы при заданном числе Z ступеней частоты вращения шпинделя и заданном диапазоне регулирования привод имел:
) минимальные число всех передач;
) минимальные число групп передач;
) минимальные габариты;
) минимальный вес;
Зная частоты вращения для разных режимов термообработки, проектируем кинематическую схему. Главное требование к кинематическим цепям - максимально возможно обеспечить совпадение расчетных частот вращения с частотами вращения, полученными в результате подбора передаточных отношений. Передаточные отношения (числа зубьев ведущего и ведомого колес) подбираются согласно графикам частот вращения.
Для
вычерчивания кинематической схемы принимаем конструктивно модуль для всех
зубчатых колес 
мм, знаменатель ряда частот вращения 
.
По
известным значениям наибольшей и наименьшей частоты вращения определяем
диапазон регулирования:
Структурная формула коробки скоростей будет иметь вид:
Z = 11*31*23*11*11
Рассчитаем все частоты вращения:
Для
построения графика чисел оборотов необходимо в каждом из соотношений выбрать
одно передаточное число; тогда определяются и все остальные значения. График
чисел оборотов строим также в логарифмическом масштабе. Каждому валу отвечаем
вертикальная линия графика. Горизонтальные линий имеют отметки чисел оборотов
соответствующего вала или шпинделя в пределах от минимального да максимального
числа оборотов. Передаточные отношения передач выражаются лучами. Для
ускорительной передачи передаточное отношение 
и луч
направляем вверх, для за медлительной передачи передаточных отношений 
и луч направляем вниз. При передаточном отношении 
луч направляется горизонтально.
Выбор передаточных отношений i следует производить так, чтобы их значения не выходили за допускаемые пределы.
Ограничения
передаточных отношений предельными значениями применяется во избежание
чрезмерно больших диаметров ведомых колес и увеличения по этой причине
радиальных габаритов привода.
Рисунок
3 - График частот вращения.
По графику частот вращения определяем передаточные отношения:
;
;
;
;
;
;
;
;
;
.
.2
Расчет чисел зубьев
Число чисел зубьев колес групповых передач обуславливается межцентровым расстояние а, которое остается постоянным для данной группы. Числа зубьев определяем по таблице 6 [2, с. 102].
Учитывая
передаточные отношения находим числа зубьев каждого колеса по таблице 6 [2, с.
102]:
для
для
для
для
для
для
для
.3
Расчет модулей зубчатых передач
При расчете на прочность зубьев зубчатых колес рассчитываются модули по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба.
Расчет зубчатых передач для коробок скоростей ведут для модуля, исходя из прочности по напряжениям изгиба и контактным напряжениям по формулам:
Модуль
по изгибу:
Модуль
по контактным напряжениям:
Z - число зубьев меньшего зубчатого колеса в группе передач
Z = 20
-
наименьшая частота вращения вала, при которой передается наибольшая
установленная мощность
= 1453,9
об/мин 
- мощность, принимаем N = 7 кВт.
- ширина
зубчатого колеса
- модуль
(предварительно берем значение модуля, равного 2)
-допускаемое
напряжение по изгибу, определяем по таблице 2.2 [3, с. 9]:
-допускаемое
напряжение по усталости поверхностных слоев, определяем по таблице 2.2 [3, с.
9]:
-
коэффициент формы зуба
-
динамический коэффициент, учитывает дополнительные нагрузки, возникающие при
входе зубьев в зацепление, которые возникают в результате удара.
-
окружная скорость зубчатого колеса.
-
межосевое расстояние
-
погрешность окружного шага, определяется в зависимости от степени точности.
-
коэффициент концентрации, учитывает распределение эпюры давлений по длине зуба.
-
коэффициент режима работы, учитывает то обстоятельство, что коробка скоростей
работает не только при номинальной нагрузке, но и на других режимах.
Тогда
рассчитываем модули:
мм
Берем
Рассчитываем модуль следующей группы передач
Модуль
по изгибу:
Модуль
по контактным напряжениям:
Z - число зубьев меньшего зубчатого колеса в группе передач
Z = 24
-
наименьшая частота вращения вала, при которой передается наибольшая
установленная мощность
= 354
об/мин - мощность, принимаем N = 7 кВт.
- ширина
зубчатого колеса
- модуль
(предварительно берем значение модуля, равного 2)
-допускаемое
напряжение по изгибу, определяем по таблице 2.2 [3, с. 9]:
-допускаемое
напряжение по усталости поверхностных слоев, определяем по таблице 2.2 [3, с.
9]:
-
коэффициент формы зуба
-
динамический коэффициент, учитывает дополнительные нагрузки, возникающие при
входе зубьев в зацепление, которые возникают в результате удара.