close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

684

код для вставкиСкачать
ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ
КЕМЕРОВСКИЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ
ПИЩЕВОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ
ДЕТАЛИ МАШИН
Лабораторный практикум
Для студентов вузов
Рекомендовано Учебно-методическим объединением вузов по образованию
в области автоматизированного машиностроения (УМО АМ) в качестве
учебного пособия для студентов высших учебных заведений, обучающихся
по направлениям подготовки: «Технология, оборудование и автоматизация
машиностроительных производств», «Конструкторско-технологическое
обеспечение машиностроительных производств», «Автоматизированные
технологии и производства»
Кемерово 2009
2
УДК 621.81(076.5)
ББК 34.44я7
Д 38
Авторы:
Попов А.М., Сорочкин М.С., Гоголина И.В.,
Грачева Л.В., Крылова В.И.
Рецензенты:
Александров Б.А., член-корр. РАЕН, д-р техн. наук, профессор КузГТУ;
Полтавцев В.Н., д-р техн. наук, профессор, зав кафедрой прикладной
механики Кемеровского сельскохозяйственного института.
Рекомендовано редакционно-издательским советом
Кемеровского технологического института
пищевой промышленности
Д 38
Детали машин: лабораторный практикум / [А.М. Попов,
М.С. Сорочкин, И.В. Гоголина, Л.В. Грачева, В.И. Крылова];
/ Кемеровский технологический институт пищевой промышленности. – Кемерово, 2009.– 139 с.
ISBN 978-5-89289-599-6
Представлены работы по основным разделам курса «Детали машин». Наряду с
описанием конструкции лабораторных стендов и измерительных устройств приводится
методика проведения эксперимента и обработка результатов. Кратко рассмотрены теоретические вопросы, опытная проверка которых и составляет предмет лабораторных
работ.
Лабораторный практикум может быть использован преподавателями при организации и проведении лабораторных занятий, а также студентами вузов, выполняющими
лабораторный практикум по данному курсу.
УДК 621.81(076.5)
ББК 34.44я7
Охраняется законом об авторском праве,
не может быть использовано любым незаконным
способом без письменного договора
© КемТИПП, 2009
3
СОДЕРЖАНИЕ
Введение ………………………………………………………………
Техника безопасности при выполнении лабораторных работ …….
Лабораторная работа 1. Строение и структурный анализ механизмов (Грачева Л.В.) ………………………………………………..
Лабораторная работа 2. Детали машин общего назначения (Гоголина И.В., Сорочкин М.С.) …………………………………………..
Лабораторная работа 3. Определение коэффициента полезного
действия винтовой пары (Сорочкин М.С., Гоголина И.В.) ………..
Лабораторная работа 4. Исследование напряженного болтового
соединения, нагруженного сдвигающей силой (Грачева Л.В.) …...
Лабораторная работа 5. Исследование напряженного болтового
соединения, нагруженного осевой силой (Грачева Л.В.) ….………
Лабораторная работа 6. Анализ работы ременных передач
(Грачева Л.В.) ………………………………………………………...
Лабораторная работа 7. Изучение конструкции цилиндрических и
конических редукторов (Крылова В.И.) ……………………………
Лабораторная работа 8. Изучение конструкции и регулирование
червячных редукторов (Крылова В.И.) ……………………………..
Лабораторная работа 9. Исследование коэффициента полезного
действия зубчатого редуктора (Сорочкин М.С., Гоголина И.В.) …
Лабораторная работа 10. Исследование коэффициента полезного
действия планетарного редуктора (Сорочкин М.С.,
Гоголина И.В.) ………………………………………………………..
Лабораторная работа 11. Исследование коэффициента полезного
действия червячного редуктора (Сорочкин М.С., Гоголина И.В.) ..
Лабораторная работа 12. Изучение конструкции валов
(Крылова В.И.) ………………………………………………………..
Лабораторная работа 13. Исследование критического числа оборотов вращения валов (Попов А.М., Гоголина И.В.) ………………
Список использованных источников ……………………………….
4
5
6
21
37
45
54
62
74
88
100
107
112
117
130
138
4
ВВЕДЕНИЕ
Курс «Детали машин» - фундаментальная дисциплина в системе подготовки инженеров. Этот предмет занимает особое место в ряду изучаемых дисциплин. Он является завершающим в группе общетехнических курсов (математика, физика, сопротивление материалов и др.) и связующим со специальными
дисциплинами. Предметом изучения служат сборочные единицы и детали общего назначения, используемые в большинстве машин.
В данном курсе раскрываются и объясняются физические процессы и явления, сопутствующие работе сборочных единиц и деталей. Методом исследования является анализ физических процессов, происходящих при работе деталей машин, с последующей экспериментальной проверкой результатов и разработка их инженерной оценки по различным критериям работоспособности.
На этом этапе будущий инженер впервые сталкивается с многообразием
тесно связанных между собой факторов, влияющих на выбор того или иного
решения поставленной задачи. Нередки случаи, когда влияние отдельных факторов на несущую способность деталей машин не может быть учтено теоретическим путем, а оценивается на основании практики их эксплуатации или результатов специально поставленных экспериментов. Отсюда следует, что экспериментальное изучение работы деталей машин является неотъемлемой частью курса.
В процессе выполнения лабораторных задач студенты должны ознакомиться с методикой эксперимента, научиться замерять напряжения и деформации, усилия и вращающие моменты, перемещения и другие величины.
Перед тем как приступить к выполнению заданной лабораторной работы,
студент должен усвоить краткие теоретические положения по теме, изучить
объект исследования, приборы и инструменты, методику проведения эксперимента, и затем повести обработку результатов и представить отчет.
Тематика и содержание работ подчинены задаче освещения узловых вопросов основных разделов курса «Детали машин», особенно трудных для усвоения студентами. При этом авторы стремились соотнести трактовку этих вопросов и терминологию с таковой в учебниках и учебных пособиях по деталям
машин.
В лабораторном практикуме приведены тринадцать лабораторных работ
по основным разделам курса. В зависимости от специальности и количества
времени, отводимого на лабораторный практикум, студенты выполняют те или
иные работы. Не обязательно выполнение одних и тех же задач. Приведенные в
настоящем руководстве лабораторные работы рассчитаны на самостоятельное
выполнение их студентами. После выполнения работы каждый студент представляет отчет, по которому производится опрос, имеющий целью установить
степень усвоения студентом той или иной темы лабораторной работы.
В учебных целях данный лабораторный практикум выполнен в соответствии с ГОСТ 2.105-95 «Общие требования к текстовым документам».
5
ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ ПРИ ВЫПОЛНЕНИИ
ЛАБОРАТОРНЫХ РАБОТ
К выполнению лабораторных работ студенты допускаются только после
прослушивания инструктажа по технике безопасности и противопожарным мерам. После инструктажа каждый студент расписывается в специальном журнале.
Начинать работу можно только после ознакомления с методикой ее проведения.
Включать установки в сеть, проводить исследования, связанные с работой
на установках, под руководством учебно-воспомогательного персонала или
преподавателя.
Имеющиеся кожухи на установках должны быть плотно закрыты.
Перед включением установок необходимо проверить заземление и положение тумблеров на «выкл.».
Во избежание ожогов не прикасаться к тормозному шкиву и колодкам во
время работы.
Не трогать вращающиеся детали установок.
Запрещается работать неисправным инструментом. Прежде чем начать
какие-либо действия, убедиться, что они не принесут вреда окружающим.
Снятые детали и узлы редуктора следует положить на стол или подставку
таким образом, чтобы они не могли упасть от случайного толчка. Передавая деталь для осмотра другому студенту, убедиться, что он ее держит, прежде чем
отпустить деталь самому.
При сборке редуктора не подкладывать пальцы под детали и, особенно,
под крышку редуктора. С деталями и моделями механизмов следует обращаться осторожно, не ронять их на пол.
Не делать резких нажимов при работе отверткой, ключами, съемниками.
При нарушении требований техники безопасности студент отстраняется
от дальнейшего выполнения лабораторной работы. Если действия студента не
привели к серьезным последствиям, то он может быть вновь допущен к лабораторным занятиям после повторного инструктажа.
6
Лабораторная работа 1
СТРОЕНИЕ И СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМОВ
1 Цель работы
• Усвоить основные понятия и определения теории механизмов и машин.
• Ознакомиться с простейшими видами механизмов и названиями их
звеньев.
• Научиться определять, какие схемы кинематических цепей являются
схемами механизмов.
• Научиться по моделям строить структурные схемы простейших плоских механизмов, определять степень подвижности их и выделять
группы Ассура.
2 Теоретические положения
2.1 Основные понятия и определения
Звено – одно или несколько жестко соединенных твердых тел, входящих
в состав кинематической цепи (механизма).
Кинематическая пара – подвижное соединение двух соприкасающихся
звеньев, допускающее вполне определенное движение относительно друг друга.
Кинематическая цепь – система звеньев, связанных между собой кинематическими парами.
Механизм – такая кинематическая цепь, в которой при заданном движении одному или нескольким звеньям относительного любого из них, все остальные звенья совершают однозначно определяемые движения.
Плоскими механизмами называются такие, точки звеньев которых описывают траектории, лежащие в параллельных плоскостях.
Кинематические звенья, кинематические пары, кинематические цепи и
механизм изображают графически, используя рекомендуемые обозначения
(таблица 1).
Звенья механизмов делятся на подвижные и неподвижные. Неподвижное
звено называют стойкой. На рисунке 1 стойка обозначена цифрой ноль (0).
Входное звено – звено, которому сообщается движение, преобразуемое
механизмом в требуемые движения других звеньев. На схемах входному звену
задается движение стрелкой: звено 1 на рисунке 1, а, б, в; звено 8 на рисунке 1, г; звено 10 на рисунке 1, д.
Выходное звено – звено, совершающее движение, для выполнения которого создается механизм: звенья 3, 5, 7, 9, 11 на рисунке 1.
7
Таблица 1 – Условные обозначения пар и звеньев механизмов
Условное обозначение
Названия изображения.
Комментарий
Стержень, рычаг, ось, вал, шатун и т.п.
(звено).
Звено в форме треугольника. Базисное
звено.
Соединение стержней – жесткое. Каждое представляет собой одно звено.
Поступательно движущееся
звено: ползун или камень кулисы.
Вращательная кинематическая пара.
А
0
Соединение ведущего звена со стойкой
вращательной парой А.
Поступательно движущееся звено,
состоящее из двух жестко соединенных
деталей.
Шарнирное соединение стержня с
поступательно движущимся звеном.
8
Продолжение таблицы 1
Условное обозначение
Названия изображения.
Комментарий
а)
б)
Ползун в направляющих: а и б – направляющие (неподвижные) охватывают ползун. Ползун охватывает направляющую – в.
в)
а)
б)
Камень кулисы: а и б – камень кулисы охватывает кулису; в –
кулиса охватывает камень кулисы.
в)
Фрикционный механизм.
Наличие окружности, выполненной
штрих-пунктиром, обозначает, что на
схеме представлен зубчатый механизм.
Варианты обозначения зубчатых
механизмов, состоящих из двух
цилиндрических колёс внешнего
зацепления.
Кривошип – звено, совершающее полный оборот вокруг неподвижной оси
(рисунок 1, а, б, в).
Камень кулисы – звено, поступательно движущееся относительно подвижной направляющей (звено 2, рисунок 1, а).
Кулиса – подвижная направляющая поступательной кинематической пары (звено 3, рисунок 1, а), которая соединена со стойкой (звено 1, рисунок 1).
Шатун – звено, совершающее сложное плоско-параллельное движение и
не имеющее кинематических пар со стойкой (звено 4, рисунок 1, б).
Ползун – звено, образующее со стойкой поступательную пару (звено 5,
рисунок 1, б).
9
Коромысло – звено, совершающее колебательные движения относительно
неподвижной оси (звено 7, рисунок 1, в).
Кулачок – звено, которое выполнено в виде поверхности переменной кривизны (звено 8, рисунок 1, г).
Толкатель – звено кулачкового механизма, взаимодействующее с рабочей
поверхностью кулачка и совершающее поступательное движение (звено 9, рисунок 1, г).
Шестерня – зубчатое колесо с меньшим числом зубьев (меньшего диаметра) по сравнению с другим зацепляющимся с ним зубчатым колесом (на
рисунке 1, д, шестерня 10, зубчатое колесо 11).
Названия рычажным механизмам дают по входному и выходному звеньям. На рисунке 1, а «кривошипно-кулисный механизм», «кривошипно-ползунный» (рисунок 1, б). Название механизма на рисунке 1, д соответствует конструктивному исполнению звеньев в виде тел вращения с нарезанными зубьями
– «зубчатый механизм», на рисунке 1, г – «кулачковый механизм».
Рисунок 1 – Схемы механизмов
10
2.2 Классификация кинематических пар
Любая кинематическая пара ограничивает движение звеньев, эти ограничения называют связями.
Кинематические пары классифицируют по следующим признакам:
По числу связей, налагаемых на относительное движение их звеньев.
Класс кинематической пары определяется числом связей.
По форме контакта соприкасающихся звеньев: по поверхности – такие
кинематические пары называются низшими; по линии или в точке – высшими.
По виду относительного движения для каждого из образующих ее звеньев:
обратимые кинематические пары реализует один и тот же вид движения
для каждого звена (кинематические пары III, IV, V классов);
необратимые кинематические пары (I, II классов) реализуют разные виды
движения для каждого звена образующих их.
2.3 Структурный анализ
Степень подвижности плоских механизмов определяется по формуле Чебышева
W = 3 ⋅ n − 2 ⋅ p5 − p 4 ,
(1)
где n – число подвижных звеньев механизма;
p5 – число кинематических пар пятого класса;
p4 – число кинематических пар четвертого класса.
В основе структурной теории лежат два понятия: механизм первого класса и структурная группа (группа Ассура).
Механизмом первого класса или начальным механизмом – условно названо входное звено, соединенное со стойкой кинематической парой V класса,
вращательной или поступательной (рисунок 2) .
Рисунок 2 – Механизмы первого класса
11
Таблица 2 – Кинематические пары и их условные обозначения
Рисунок
Условные
обозначения
Число
степеней
свободы
Класс
пары
Название и тип
пары
5
I
Шар - плоскость.
Высшая.
4
II
Цилиндр – плоскость.
Высшая.
3
III
Плоскостная.
Трёхподвижная.
Низшая.
3
IV
Сферическая.
Низшая.
2
IV
Цилиндрическая.
Низшая.
1
V
Цилиндрическая.
Низшая.
1
V
Поступательная.
Низшая.
12
Структурной группой или группой Ассура называют кинематическую
цепь с нулевой степенью подвижности, причем такая группа не должна распадаться на более простые, удовлетворяющие этому условию.
Класс структурной группы с числом звеньев больше двух равен числу
кинематических пар, входящих в замкнутый контур, образованный внутренними кинематическими парами. Группа, состоящая из двух звеньев и трех кинематических пар (рисунок 3, пары В, С, Д), условно отнесена к группе второго
класса (2 кл.). На рисунке 4 изображена группа третьего класса (3 кл.). Кинематические пары С, Д, Е образуют замкнутый контур.
Порядок структурной группы соответствует числу свободных элементов
кинематических пар, с помощью которых группу можно присоединить к начальному механизму, стойке или звеньям других групп. На рисунке 3 - группа
второго порядка (2 п.), на рисунке 4 - группа третьего порядка (3 п.).
Большинство рычажных механизмов состоят из структурных групп второго класса, которые называют диадами.
В таблице 3 приведены пять модификаций (видов) таких групп, в которых
вращательные пары заменяются поступательными.
Таблица 3 – Структурные группы второго класса второго порядка
Модификация
группы
Первая
Вторая
Третья
Четвертая
Пятая
Изображение
Рисунок 3 – Группа Ассура 2 кл., 2 п.
Рисунок 4 – Группа Ассура 3 кл., 3 п.
13
Класс механизма соответствует классу наивысшей группы, входящей в
его состав.
Разложение кинематической цепи механизма на структурные группы и
начальные механизмы называют структурным анализом.
Структурный анализ проводят в следующем порядке:
• отсоединение начинают со структурных групп, наиболее удаленных
от ведущего звена;
• в первую очередь стремятся отделять самые простые группы – диады;
• следят за тем, чтобы степень подвижности кинематической цепи механизма до и после отделения каждой структурной группы оставалась
неизменной;
• кинематическая пара и звено могут входить только в одну структурную группу или начальный механизм.
Если в подвижное соединение входят более двух звеньев, то число кинематических пар равно числу звеньев минус единица.
На рисунке 5 в соединение B входят пять звеньев, число кинематических пар равно 5 – 1 = 4
Рисунок 5 – Подвижное соединение
Графическое изображение механизма при помощи условных обозначений
звеньев и кинематических пар без соблюдения масштаба, называют структурной схемой механизма.
3 Описание объекта исследования, приборов и инструментов
Для проведения лабораторной работы используют действующие модели
плоских рычажных механизмов с низшими парами пятого класса, модели кулачковых и зубчатых механизмов, имеющих высшие кинематические пары четвертого класса.
Объектом исследования являются модели механизмов: кривошипнокулисные, кривошипно-ползунные, кривошипно-коромысловые, кулачковые,
зубчатые.
14
4 Методика проведения исследований и обработка результатов
4.1 Ознакомиться с моделями механизмов, изучить их структуру, найти
ведущее звено. Определить число подвижных звеньев в механизме, число, вид
и класс кинематических пар, последовательность присоединения звеньев друг к
другу.
4.2 Начертить структурную схему механизма, пользуясь таблицей 1,
пронумеровать звенья, обозначить буквами кинематические пары.
4.3 Заполнить таблицу 4 – характеристика кинематических пар.
4.4 Заполнить таблицу 5 – характеристика звеньев механизма.
4.5 Определить степень подвижности механизма по формуле 1.
4.6 Выполнить структурный анализ. Написать формулу образования механизма, которая пишется в виде дроби. В числителе указываются номера
звеньев, в знаменателе – класс и порядок выделенной группы. Пример оформления в приложении А.
Таблица 4 – Характеристика кинематических пар
Условное
обозначение
Вид движения (вращательное или поступательное)
Тип (высшая или
низшая)
Класс пары
А–
В–
…
Таблица 5 – Характеристика звеньев механизма
Номер звена
Название звена
0
1
2
5 Содержание и оформление отчета
5.1 Титульный лист.
5.2 Цель работы.
5.3 Схема исследуемого механизма.
5.4 Таблицы 4 и 5.
5.5 Структурный анализ исследуемого механизма (приложение А).
5.6 Схема и структурный анализ механизма, заданного преподавателем
из приложения Б.
15
6 Вопросы для самоконтроля
1. Дайте определение понятия: «звено», «кинематическая пара», «кинематическая цепь», «механизм».
2. По каким признакам классифицируют кинематические пары?
3. Перечислите виды кинематических цепей.
4. Какая существует зависимость между числом степеней свободы и числом связей, накладываемых кинематической парой.
5. Как определяется класс кинематической пары?
6. Какую кинематическую цепь называют механизмом?
7. Укажите различия между структурной и кинематической схемами механизма.
8. Перечислите виды рычажных механизмов.
9. Перечислите виды механизмов.
10. Какое звено механизма называют: «кривошипом», «шатуном», «коромыслом», «ползуном», «камнем кулисы», «кулисой», «стойкой»?
11. Какие механизмы называют рычажными?
12. Дайте характеристику кинематическим цепям, у которых степень
подвижности W = 0; W = 1.
13. Дайте определение понятия «структурная группа или группа Ассура».
14. Напишите формулу Чебышева.
15. Изобразите механизм 1 класса.
16. Изобразите структурную группу 2 класса 2 порядка.
17. Изобразите структурную группу 3 класса 3 порядка.
18. Как определяются класс и порядок структурной группы (группы Ассура)?
19. Как определяется класс механизма?
20. Составьте формулу образования механизма.
21. Укажите последовательность выполнения структурного анализа механизма.
22. Изобразите простую кинематическую цепь.
23. Изобразите сложную кинематическую цепь.
16
Приложение А
(справочное)
Пример оформления отчета
Рисунок 1 – Структурная схема механизма
Степень подвижности механизма
W = 3 ⋅ n − 2 ⋅ p5 − p 4 = 3 ⋅ 5 − 2 ⋅ 7 − 0 = 1 ,
где n = 5; p5 = 7; p4 = 0
Структурный анализ
2 кл., 2 п.
2 кл., 2 п.
1 кл.
W = 3 ⋅ n − 2 ⋅ p5 − p 4 =
W = 3 ⋅ n − 2 ⋅ p5 − p 4 =
W = 3 ⋅ n − 2 ⋅ p5 − p 4 =
= 3⋅ 2 − 2⋅3 − 0 = 0
= 3⋅ 2 − 2⋅3 − 0 = 0
= 3 ⋅1 − 2 ⋅1 − 0 = 1
Механизм 2 класса.
Формула образования механизма
0,1
2,3
4,5
→
→
1кл
2 кл., 2 п. 2 кл., 2 п.
17
Приложение Б
(обязательное)
Схемы механизмов
Схема 1
Схема 2
Схема 3
Схема 4
Схема 5
18
Схема 6
Схема 7
Схема 8
19
Схема 9
Схема 10
Схема 11
20
Схема 12
Схема 13
21
Лабораторная работа 2
ДЕТАЛИ МАШИН ОБЩЕГО НАЗНАЧЕНИЯ
1 Цель работы
• Изучение основных видов деталей машин.
• Знакомство с классификацией и назначением деталей машин.
• Знакомство с условными обозначениями деталей машин в
кинематических схемах.
2 Теоретические положения
2.1 Общие сведения
Машины состоят из деталей. Деталью принято называть элемент конструкции, изготовленный из материала одной марки без применения операций
сборки.
Число деталей в сложных машинах может достигать десятков и сотен тысяч. Некоторые совокупности совместно работающих деталей объединяются в
отдельную конструкцию – сборочную единицу.
Сборочная единица (узел) – совокупность деталей, соединенных на предприятии-изготовителе сборочными операциями (завинчиванием, сваркой и т.п.)
и предназначенных для совместной работы.
Многие детали и узлы различных машин похожи, имеют одинаковые
функциональные назначения и применяют почти во всех машинах – их называют деталями общего назначения.
Ниже приведена классификация деталей машин (по назначению).
2.2 Классификация деталей машин
2.2.1 Соединение деталей машин
Для выполнения своих функций детали машин соответствующим образом
соединяются между собой. При этом детали образуют подвижные (различного
рода шарниры, подшипники, зацепления и др.) и неподвижные (болтовые,
сварные, шпоночные и др.) соединения. Наличие подвижных соединений в машине обеспечивает относительное перемещение деталей, предусмотренное её
кинематической схемой таким образом, что взаимное положение между соединяемыми деталями может изменяться во время работы. При неподвижных соединениях взаимное расположение соединяемых деталей и узлов остается неизменным. Неподвижные соединения позволяют расчленить машину на узлы и
детали для того, чтобы упростить производство, облегчить сборку, ремонт,
транспортировку и т.п.
Детали соединений образуют наиболее распространенную группу деталей
машин; работоспособностью соединений, как показывает практика, определя-
22
ется надежность конструкции в целом. В машиностроении термин "соединение" принято относить только к неподвижным соединениям деталей машин.
По форме сопрягаемых поверхностей различают плоские, цилиндрические, конические, сферические, винтовые соединения.
Соединения по признаку возможности разборки делят на разъемные и неразъемные.
2.2.1.1 Разъемные соединения разбираются без разрушения деталей. К
этому типу относятся резьбовые, шпоночные, штифтовые, зубчатые (шлицевые) и др. соединения.
Резьбовыми называют такие соединения (рисунок 1), в
которых сопряженные детали
соединяются с помощью резьбы
или резьбовых крепежных деталей (болты, обычные и специальные гайки, винты, шпильки и
Рисунок 1 - Резьбовые соединения
др.)
Болт 1 представляет собой стержень с резьбой для гайки на одном конце и головкой на другом (рисунок 1, а). За головку болт вращают или, наоборот, удерживают от вращения при соединении деталей. Между гайкой 2 и соединяемыми деталями, как показано на рисунке 1, ставят шайбу 3.
Шайба – диск с отверстием, подкладывается под гайку или головку болта
для увеличения опорной поверхности. Это позволяет предотвратить повреждение детали вращающейся гайкой.
Винт 4 – это стержень обычно с головкой на одном конце и резьбой на
другом конце, которым он ввинчивается в резьбовое отверстие одной из соединяемых деталей (рисунок 1, б).
Шпилька 5 представляет собой стержень, имеющий резьбу с обоих концов. При соединении шпилькой её ввёртывают в одну из скрепляемых деталей,
а на другой конец шпильки навинчивают гайку (рисунок 1, в).
Гайка 2 – это деталь с резьбовым отверстием, навинчиваемая на болт
(рисунок 1, а) или на шпильку (рисунок 1, в) и служащая для замыкания
скрепляемых с помощью болта или шпильки деталей соединения.
Соединение болтом применяют для деталей сравнительно малой толщины, а также при многократной разборке и сборке соединений. Возможны
варианты установки болтов с зазором (рисунок 1, а) и без зазора (рисунок 1, г)
между болтом и соединяемыми деталями. При большой толщине соединяемых
деталей предпочтительны соединения с помощью шпилек. Из всех видов соединений, применяемых в машиностроении, резьбовые – самые распространенные.
До 60% деталей имеют резьбу, так как они наиболее надежны и удобны для
сборки и разборки, имеют небольшие габариты и возможность фиксированного
зажима в любом положении, просты в изготовлении.
В нашей стране и за рубежом существуют стандарты на наиболее распространенные виды резьбовых крепежных деталей.
23
Шпоночным называют соединение зацеплением с помощью шпонки двух
соосных цилиндрических (конических)
деталей (рисунок 2, 3, 4). Шпонкой 1
называют деталь в виде призматического (рисунок 2, б, в), круглого (рисунок 2, г) или клинового (рисунок 3)
стержня, устанавливаемого в пазах вала и ступицы и препятствующего относительному повороту или сдвигу этих
деталей. Шпонки преимущественно
применяют для взаимного соединения
и передачи вращающего момента от
вала к ступице и наоборот.
Шпоночные соединения делятся
на две группы: ненапряженные и напряженные. Ненапряженные соединения осуществляются призматическими
и сегментными шпонками (рисунок 2,
б, в), которые не вызывают деформации ступицы и вала при сборке. Напряженные соединения осуществляются клиновыми (рисунок 3) и круглыми Рисунок 2 – Шпоночные соединения
шпонками (штифтами рисунок 2, г),
устанавливаемыми с натягом и вызывающими деформацию вала и ступицы при
сборке. Применяют также штифты для точной ориентации одной детали относительно другой (рисунок 4).
Шпонки этих типов регламентированы, их размеры выбирают по стандартам.
Рисунок 3 – Клиновые шпонки
Рисунок 4 – Штифты
Достоинства этих соединений состоят в следующем: простота конструкции, невысокая стоимость изготовления, удобство сборки и разборки. Однако
канавки для шпонок существенно снижают прочность вала, так как создают
значительную концентрацию напряжений.
Зубчатое (шлицевое) соединение условно можно рассматривать как многошпоночное, у которого шпонки, называемые шлицами (зубьями), выполнены
как одно целое с валом 1 и они входят в соответствующие пазы ступицы 2
24
детали (рисунок 5, а). В шлицевом соединении профиль сечения зубьев имеет
прямоугольную, эвольвентную или треугольную форму (рисунок 5, б). Шлицевые соединения по сравнению со шпоночными имеют некоторые преимущества: возможность передачи больших вращающих моментов в связи с большей
поверхностью контакта соединяемых деталей, лучшее центрирование ступицы
на валу, удобство сборки и разборки, большая усталостная прочность вала.
Недостаток шлицевых соединений – высокая трудоемкость и стоимость
их изготовления.
Все размеры зубчатых (шлицевых) соединений, а также допуски на них
стандартизованы.
2.2.1.2 Неразъемные соединения – это соединения, при разборке которых
элементы, связывающие их, разрушаются, и тем самым становятся непригодны
для дальнейшей работы. К соединениям такого типа относятся: заклепочные,
Рисунок 5 – Шлицевые соединения
сварные, прессовые, клеевые и др.
Заклёпки представляют собой сплошной или полый цилиндрический
стержень (рисунок 6). Заклепочные соединения образуются постановкой заклепок в совмещенные отверстия соединяемых деталей и последующей расклепкой их. Геометрические размеры заклепок стандартизованы. Основные
типы заклепок, различаемых по форме головок, изображены на рисунке 6;
а – с полукруглой головкой; б – с потайной; в – с полупотайной; г – трубчатая.
Заклёпочные соединения применяют для изделий из листового, поРисунок 6 – Типы заклепок
лосового материала или профильного
проката при небольшой толщине соединяемых деталей; для скрепления деталей из разных материалов; деталей из
материалов, не допускающих нагрева или несвариваемых; в конструкциях, работающих в условиях ударных или вибрационных нагрузок (авиация, водный
транспорт, металлоконструкции мостов и т.д.). Заклёпочные соединения вытесняются более экономичными и технологичными сварными и клеевыми соеди-
25
нениями, так как отверстия под заклёпки ослабляют сечения деталей на 10 –
20%, а трудоёмкость изготовления и масса клёпаной конструкции обычно
больше.
Заклёпки изготавливают из низкоуглеродистых сталей, цветных металлов
или их сплавов. При выборе материалов желательно, чтобы коэффициенты линейного расширения заклёпок и соединяемых деталей были примерно равными.
Сварные соединения – это неразъемные соединения (рисунок 7, а), основанные на использовании сил молекулярного сцепления между частями
свариваемых деталей при их нагревании или пластическом деформировании. Сварные соединения являются
наиболее совершенными неразъемными соединениями, так как лучше других приближают составные детали к
целым и позволяют изготовлять детали неограниченных размеров. Прочность сварных соединений при статиРисунок 7 – Сварные соединения
ческих и ударных нагрузках доведена
до прочности деталей из целого металла. Освоена сварка всех конструкционных сталей, цветных сплавов и пластмасс. Замена клепаных конструкций сварными уменьшает их массу до 25%, а
замена литых конструкций сварными экономит металл до 30% и более. Высокая производительность сварочного процесса и хорошее качество соединений
обеспечили широкое распространение сварки в технике. Основные недостатки:
наличие
остаточных
напряжений из-за неоднородности нагрева и
охлаждения; возможность коробления деталей при сваривании;
возможность существования скрытых (невидимых) дефектов (трещин, непроваров), снижающих прочность соединений.
В зависимости от
расположения
соединяемых частей различают следующие виды
сварных
соединений:
угловые (рисунок 7, б),
Рисунок 8 – Механические передачи
тавровые (рисунок 7,
в), стыковые (рисунок 7, г), нахлесточные (рисунок 7, д).
26
Условные изображения и обозначения швов сварных соединений стандартизованы.
2.2.2 Передачи вращательного движения.
Механические устройства, применяемые для передачи энергии от её источника к потребителю, с изменением угловой скорости или вида движения,
обычно называют механическими передачами. В технике наиболее распространено вращательное движение, поэтому передачи для преобразования этого
движения применяются весьма широко. Преобразование скорости вращательного движения сопровождается изменением вращающего момента.
Механические передачи по физическим условиям передачи движения
различают как:
передачи на основе зацепления (зубчатые, рисунок 8, б; червячные, рисунок 8, в; цепные, рисунок 8, д; винт-гайка, рисунок 8, е; зубчато-ременные,
рисунок 12, е);
передачи трением, передающие энергию за счет трения, вызываемого
прижатием одного катка к другому (фрикционные передачи, рисунок 8, а) или
начальным натяжением ремня (ременные передачи, рисунок 8, г).
В зубчатых передачах усилие от одного элемента сцепляющейся пары к
другому передается посредством зубьев, последовательно вступающих в зацепление. Зубчатая передача состоит из двух колес или колеса и рейки с зубьями.
Зубчатое колесо с меньшим числом зубьев называют шестерней, с большим
числом зубьев – колесом (рисунок 8, б). Термин “зубчатое колесо” является
общим.
Зубчатые передачи
(рисунок 9) можно классифицировать по многим
признакам, например: по
расположению осей валов
(с параллельными, пересекающимися,
скрещивающимися осями, соосные); по условиям работы (закрытые – работающие в масляной ванне
и открытые – работающие всухую или смазываемые периодически); по
числу ступеней (одноступенчатые, многоступенРисунок 9 – Зубчатые передачи
чатые); по взаимному
расположению колес (с
внешним и внутренним зацеплением); по изменению частоты вращения валов
(понижающие – редукторы, повышающие – мультипликаторы); по форме поверхности, на которой нарезаны зубья (цилиндрические, конические); по окружной скорости колес (тихоходные – при скорости до 3 м/с, среднескорост-
27
ные – при скорости до 15 м/с, быстроходные - при скорости выше 15 м/с); по
расположению зубьев относительно образующей колеса (прямозубые, косозубые, шевронные, с криволинейными зубьями); по форме профиля зуба (эвольвентные, круговые, циклоидальные); по характеру движения валов (неподвижные и подвижные оси – планетарные передачи).
Для преобразования вращательного движения в поступательное служат:
передача винт-гайка и разновидность зубчатой – реечная передача (рисунок 9,
д). Рейка представляет собой колесо бесконечно большого диаметра.
Открытые зубчатые передачи применяются редко, только в закрытых, относительно чистых помещениях, или же при небольших скоростях. Наибольшее распространение нашли зубчатые
передачи, закрытые в корпусе – редукторы (сравните англ. reduce – уменьшать, сокращать); т.е. понизители скорости.
Основными
преимуществами
зубчатых передач в сравнении с другими видами механических передач
являются: малые габариты, высокий
кпд, большая долговечность и надежность, постоянство передаточного отношения, возможность применения в
широком диапазоне скоростей, моментов, мощностей.
Недостатки: повышенные требо- Рисунок 10 – Планетарная передача
вания к точности изготовления и монтажа, шум при больших скоростях.
Планетарной называется передача, имеющая колеса с перемещающимися геометрическими осями. Простейшая планетарная зубчатая передача (рисунок 10) состоит из центрального вращающегося колеса 1 с неподвижной геометрической осью; сателлитов 2, оси которых перемещаются; неподвижного
колеса 3 с внутренними зубьями; вращающегося водила 4, на котором установлены сателлиты.
Ведущим в планетарной передаче может быть либо центральное колесо,
либо водило.
Достоинства: малая масса и габариты конструкции, возможность получения больших передаточных чисел (до 1000 и более), а также способность распределять мощность на несколько потоков. Недостатки: повышенные требования к точности изготовления и сборки конструкции, а также сравнительно низкий к.п.д. Планетарные передачи широко применяют в машиностроении и приборостроении.
Червячная передача относится к зубчато-винтовым передачам (рисунок
11). Винтом является червяк, а зубчатым колесом – червячное колесо. Преимущество червячной передачи перед винтовой зубчатой проявляется в том, что
начальный контакт звеньев происходит по линии, а не в точке. Червячная пере-
28
дача относится к передачам с перекрещивающимися осями валов. Угол перекрещивания обычно равен 90°. Зубья червячного колеса имеют дуговую форму.
Это способствует большему охвату червяка и увеличению, соответственно, линии контакта.
Различают два основных типа червячных передач: цилиндрические червячные передачи (цилиндрический червяк) (рисунок 11, а) и глобоидные червячные передачи (глобоидный червяк)
(рисунок 11, б).
Глобоидный червяк имеет большую
поверхность контакта с зубьями червячного колеса, т.к. число зубьев колеса и
витков червяка, находящихся в зацеплении, больше по сравнению с цилиндрическим червяком, то и несущая способность
ее значительно выше (в 1,5… 4 раза). Однако глобоидные червячные передачи
требуют повышенной точности изготовления и монтажа.
Рисунок 11 – Червячные передачи
Ведущим звеном червячной передачи в большинстве случаев является червяк, ведомым – червячное колесо.
Червячные передачи широко применяют в приборостроении, подъемнотранспортном оборудовании, транспортных машинах, в металлорежущих станках.
К основным преимуществам червячных передач можно отнести: компактность конструкции, бесшумность и плавность работы, возможность получения очень большого передаточного числа в одной сцепляющейся паре (до
1000).
К недостаткам большинства червячных передач относится: повышенная
стоимость, большие потери на трение и соответственно низкий кпд, необходимость использования дорогостоящих антифрикционных цветных металлов.
Цепной называют передачу зацеплением с помощью цепи. На ведущем и
ведомом валах передачи устанавливаются звездочки (рисунок 8, д), которые
огибаются гибкой связью – цепью.
Цепные передачи широко применяются в приводах роботов, транспортных и сельскохозяйственных машин, различных станков, где возникает необходимость осуществления передачи между параллельными валами при сравнительно большом расстоянии между ними (до 8м), а также приводить в движение одной цепью несколько валов. Цепная передача компактнее ременной, может работать при больших нагрузках без проскальзывания. В ней меньше нагруженность валов, так как предварительное натяжение цепи незначительно.
Цепная передача имеет высокий кпд (до 0,98).
К недостаткам можно отнести: сравнительно быстрое изнашивание шарниров и, как следствие, удлинение цепи, приводящее к нарушению зацепления;
повышенные вибрации и шум при работе.
Передачей винт-гайка называется механическая передача, состоящая из
29
винта и гайки (рисунок 8, е) и предназначенная для преобразования вращательного движения в поступательное или наоборот. В зависимости от назначения винты этих передач делят на ходовые (винты металлорежущих станков,
приборов) и грузовые (винты домкратов, прессов). Широкое применение таких
передач в современных машинах определяется тем, что при простой и компактной конструкции удается осуществить медленные и точные перемещения. Также к достоинствам можно отнести большую нагрузочную способность, плавность и бесшумность работы. Недостатки заключаются в значительном трении
в резьбовой паре, вызывающем повышенный её износ и сравнительно низкий
КПД (около 0,7).
Ременная передача состоит из двух шкивов и охватывающего их ремня
(рисунок 12, а). Вращение ведущего шкива 1 преобразуется во вращение ведомого 2, благодаря трению между ремнем 3 и шкивами. Трение обычно обеспечивается предварительным натяжением ремня за счет регулирования межосевого расстояния.
В зависимости от профиля сечения ремня различают плоскоременную
(рисунок 12, б), клиноременную (рисунок 12, в), поликлиноременную (рисунок
12, г), круглоременную (рисунок 12, д) передачи. Разновидностью ременной передачи является зубчатоременная (рисунок 12, е), передающая усилие за счет
зацепления ремня со шкивами. Зубчатые ремни (рисунок 12, е) имеют тянущий элемент в виде металлического троса, находящегося в резиновой или пластмассовой основе. Для повышения износостойкости
зубья покрывают нейлоновой или другой тканью.
В настоящее время
Рисунок 12 – Ременные передачи
ременная передача применяется почти во всех отраслях машиностроения. Она используется там, где валы расположены на значительном расстоянии друг от друга или высокие скорости не позволяют применить другие виды передач. Мощность современных передач не превышает 50
кВт.
Основные преимущества ременных передач: плавность, бесшумность,
малая стоимость, возможность передачи движения на большие расстояния.
К недостаткам относятся: значительные габариты, необходимость посто-
30
янного натяжения ремней
и малая их долговечность,
большие нагрузки на валы.
Фрикционная передача состоит из двух соприкасающихся между собой тел вращения, где
вращение одного преобразуется во вращение другого за счет сил трения. Необходимая сила трения
возникает за счет прижимающей силы (рисунок 8,
а).
Фрикционные передачи применяются редко.
Их область применения
ограничена
кинематическими цепями приборов,
где требуется плавность
Рисунок 13 – Валы
движения, бесшумность,
простота конструкции.
К недостаткам этих передач относится: сравнительно низкий КПД (0,8…
0,9), неравномерный износ тел качения, большие нагрузки на валы, необходимость применения специальных прижимных устройств.
2.2.3 Детали, обеспечивающие вращательное движение
2.2.3.1 Валы и оси
Валы – детали, предназначенные для передачи
крутящего момента вдоль своей оси и для поддержания вращающихся деталей. Валы вращаются на подшипниках. Кроме крутящих моментов, валы подвержены действию изгибающих моментов и поперечных
сил. По форме геометрической оси валы бывают
прямые (рисунок 13, а, б), коленчатые (рисунок 13,
в) и гибкие (рисунок 13, г). Простейшие прямые валы имеют форму тел вращения. На рисунке 13 показаны гладкий (а) и ступенчатый (б) прямые валы.
Ступенчатые валы являются наиболее распространенными. Изготовление ступеней на валу связано с
закреплением деталей в осевом положении или с
возможностью монтажа. Для уменьшения массы или
для размещения внутри других деталей валы иногда
делают с каналом по оси; в отличии от сплошных таРисунок 14 - Оси
кие валы называют полыми. Однако они дороже
сплошных из-за технологической сложности изготовления, поэтому они приме-
31
няются ограниченно.
Оси – детали, которые служат для поддержания вращающихся деталей и
не передают крутящий момент. Оси могут быть вращающиеся и неподвижные
(рисунок 14). Примером вращающихся осей могут служить оси железнодорожного подвижного состава (рисунок 14, б), примером невращающихся – оси
блоков грузоподъемных машин (рисунок 14, а), оси передних колес автомобиля.
Из определений видно, что при работе валы всегда вращаются и испытывают деформации кручения или изгиба и кручения, а оси – только деформацию
изгиба.
Оси и валы в основном изготавливают из углеродистых и легированных
конструкционных сталей, т.к. они отличаются высокой прочностью и хорошей
обрабатываемостью на станках.
Тяжелонагруженые валы сложной формы изготавливают из модифицированного или высокопрочного чугуна.
2.2.3.2 Опоры валов и
осей
Устройства,
предназначенные для поддержания движущихся деталей и обеспечения
определенного вида движения
деталей, называют направляющими.
Направляющие для враРисунок 15 – Подшипники скольжения
щательного движения называют
опорами. Понятие “опора” охватывает два звена – цапфу и подшипник. Цапфой называют часть вала или оси, опирающуюся на подшипник.
Точность и надежность работы механизмов и машин во многом зависит
от качества опор.
Подшипники – устройства, поддерживающие валы и оси, - воспринимают
радиальные и осевые нагрузки, приложенные к валу, и передают их на корпус.
Кроме того, подшипник обеспечивает фиксацию вала в определенном положении. Помимо валов и осей подшипники могут поддерживать детали, вращающиеся вокруг осей или валов, например, шкивы, шестерни и т.п.
По виду трения подшипники делят на подшипники скольжения и качения.
В подшипниках скольжения опорный участок вала (цапфа) скользит по
поверхности подшипника (рисунок 15).
Подшипники скольжения появились значительно раньше опор качения –
при создании простейших машин. В современном машиностроении подшипники скольжения используют только там, где применение их является предпочтительным. Например, для подшипников особо тяжелых валов (для которых подшипники качения не изготовляют), если необходимо иметь разъемные подшипники (для коленчатых валов) и т.п.
32
Подшипники скольжения (см. рисунок 15) состоят из двух основных элементов: корпуса 1 и вкладыша 2. Вкладыш, являющийся рабочим элементом,
выполняется из антифрикционного материала (бронза, латунь, баббит, специальный чугун, пластмасса). Он находится в непосредственном соприкосновении с цапфой вала и воспринимает от неё нагрузки. Корпус, который может
быть разъемным и неразъемным, предназначен для размещения вкладыша и
восприятия нагрузок.
Достоинства подшипников скольжения – незначительные размеры в радиальном направлении; простота устройства, изготовления и монтажа; низкая
стоимость; малая чувствительность к ударам и толчкам; бесшумность работы.
К недостаткам следует отнести: значительные потери на трение, сложность
системы смазки, высокие требования к смазке.
В современном машиностроении чаще используют подшипники качения.
В них трение скольжения заменяется трением качения посредством установки
тел качения между опорными поверхностями подшипника и вала.
Подшипник качения (рисунок 16) – это готовый узел, который в большинстве случаев состоит из наружного 1 и внутреннего 3 колец с углублениями
– дорожками качения А, тел качения 2 (шариков или роликов) и сепаратора 4, направляющего и удерживающего тела качения. В некоторых
типах подшипников для уменьшения габаритов
одно или оба кольца отсутствуют, а иногда отсутствует сепаратор (игольчатые).
Достоинства подшипников качения: малые
потери на трение и незначительный нагрев, малый расход смазки, небольшие габариты в осевом направлении, невысокая стоимость (массовое производство) и высокая степень взаимозаменяемости. К недостаткам опор качения можно Рисунок 16 – Подшипник
отнести увеличенные габариты в радиальном накачения
правлении, чувствительность к ударным и вибрационным нагрузкам, некоторый шум в работе и сложность монтажа.
Все подшипники качения стандартизованы и в массовых количествах выпускаются специализированными заводами.
2.2.3.3 Муфты механические
Муфтами называют устройства, предназначенные для соединения валов
или других вращающихся деталей в целях передачи вращающего момента без
изменения его значения и направления. Потребность в соединении валов связана с тем, что большинство машин компонуют из узлов (сборочных единиц) и
механизмов с входными и выходными валами, кинематическая и силовая связь
между которыми выполняется с помощью муфт. Как правило, валы,
соединяемые муфтой, расположены соосно, реже – под некоторым углом (карданные).
33
Соединение валов, с целью передачи
вращающего момента – основное назначение муфты. Однако обычно муфты выполняют одну или несколько дополнительных функций: обеспечивают включение и выключение исполнительного механизма машины при работающем двигателе
(управляемые сцепные); предохраняют
машину от аварий при перегрузках (преРисунок 17 - Муфта
дохранительные); уменьшают динамические нагрузки, поглощают толчки и вибрации соединяемых валов и передач (упругие); компенсируют монтажные неточности и деформации геометрических
осей валов (компенсирующие). Нерасщепляемые (глухие) муфты используют
для соединения отдельных частей длинных (составных) валов, в этом случае
вал работает как целый.
В общем случае муфта (рисунок 17) состоит из ведущей 1 и ведомой 2
полумуфт и соединительных элементов 3. В качестве соединительного элемента используют твердые (жесткие или упругие) тела.
Большинство муфт, применяемых в машиностроении, стандартизовано
или нормализовано.
3 Описание объекта исследования, приборов и оборудования
Для проведения лабораторной работы используются реальные объекты:
детали машин и сборочные единицы (болты, гайки, шпонки, подшипники, редукторы и т.д.), макеты передач.
4 Методика проведения эксперимента и обработка результатов
Студенты, под руководством и при непосредственном участии преподавателя, знакомятся с деталями машин общего назначения согласно классификации. Используя при этом натурные образцы, макеты, лабораторные установки и
плакаты. Преподаватель выдает студенту какую-либо деталь для эскизирования, при необходимости мерительный инструмент.
5 Содержание и оформление отчета
5.1 Титульный лист.
5.2 Цель работы.
5.3 Описание, составленное по данному методическому руководству, в
котором надо представить названия, характеристики, назначение, рисунки деталей, соединений и схемы передач в соответствии с условными обозначениями
по ГОСТ 2.770-68 , приведенные в приложении А.
5.4 Эскиз детали или сборочной единицы, по усмотрению преподавателя.
34
6 Вопросы для самоконтроля
1. В чем отличие детали от сборочной единицы?
2. Какие типы соединений используют в машиностроении?
3. Какие соединения относят к разъемным (неразъемным)?
4. Какие детали используются в резьбовых соединениях и их назначение?
5. Каковы достоинства резьбовых соединений?
6. Какие соединения используют для передачи вращающего момента?
7. Какие виды шпонок Вы знаете?
8. Каковы достоинства и недостатки шпоночных соединений?
9. Какой профиль могут иметь зубья шлицевого соединения?
10. Почему некоторые виды соединений называют неразъемными?
11. Какими достоинствами обладают заклепочные соединения?
12. Каковы преимущества и недостатки сварных соединений?
13. Каковы основные виды сварных соединений?
14. Какое устройство называют механической передачей?
15. За счет чего передаётся движение в механических передачах?
16. Как называются детали зубчатых передач?
17. Какие передачи используют для преобразования параметров движения между параллельными валами (непараллельными валами)?
18. В чём заключается особенности работы планетарной передачи и её
преимущества и недостатки?
19. Какими достоинствами обладают зубчатые передачи?
20. Каковы достоинства червячных передач?
21. Какие передачи используют гибкую связь?
22. Какие разновидности ременных передач существуют?
23. В чем заключаются преимущества ременных передач перед цепными?
24.
25.
26.
27.
Какие передачи за счет сил трения Вы знаете?
Для чего предназначены валы и оси, и в чем их отличие?
Каким силовым воздействиям подвержены валы, а каким - оси?
Какие виды валов бывают в зависимости от формы геометрической
оси?
28. Что называют опорой, и что представляет собой подшипник?
29. Из каких деталей состоит подшипник скольжения?
30. Каковы достоинства подшипников скольжения?
31. Из каких деталей состоят подшипники качения?
32. Почему подшипник скольжения используются реже подшипников
качения?
33. Чем принципиально отличаются подшипники скольжения от подшипников качения?
34. Из каких элементов состоит механическая муфта?
35. С какой целью используют механические муфты?
35
Приложение А
(справочное)
Обозначения условные графические в схемах. Элементы кинематики.
ГОСТ 2.770-68
Двигатель
Вал, ось
Неподвижное соединение детали с валом,
осью
Подшипники скольжения и качения на валу (без
уточнения типа): радиальный
упорный
Муфта. Общее обозначение без уточнения типа
Передача ремнем без уточнения типа ремня
Передача плоским ремнем
Передача клиновидным ремнем
Передача зубчатым ремнем
Передача цепью.
Общее обозначение без уточнения типа цепи
Фрикционная передача с цилиндрическими
роликами
36
Передачи зубчатые (цилиндрические)
внешнее зацепление (общее обозначение без
уточнения типа зубьев)
то же, с прямыми, косыми и шевронными
зубьями
то же, внутреннее зацепление
Передачи зубчатые с пересекающимися валами
и конические
общее обозначение без уточнения типа зубьев
то же, с прямыми, спиральными и круговыми
зубьями
Передачи червячные с цилиндрическим
червяком
37
Лабораторная работа 3
ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ
ВИНТОВОЙ ПАРЫ
1 Цель работы
• Аналитическое определение коэффициента полезного действия (КПД)
винтовой пары.
• Экспериментальное определение КПД винтовой пары.
• Сравнение и анализ полученных результатов.
2 Теоретические положения
2.1 Общие сведения
Винтовые передачи служат для преобразования вращательного движения
винта в осевое поступательное движение гайки, и наоборот. Они с успехом используются и как силовые механизмы (подъемные и грузовые), предназначенные для перемещения груза, и как механизмы управления. Конструктивно различают передачи скольжения и передачи качения, в которых между витками
гайки и винта располагают шарики.
Главным достоинством винтовых передач является возможность получать с их помощью значительный выигрыш в силе при малых перемещениях
(что используется в домкратах и других подъемных устройствах), а также осуществлять плавные и точные перемещения (в различных механизмах точных
перемещений, таких как измерительные, установочные, регулировочные и др.).
Конструктивно эти передачи довольно просты и в то же время надежны. Кроме
того, в них возможно самоторможение.
Основной недостаток – низкий КПД. В этой связи по своим техническим
характеристикам винтовые передачи качения существенно превосходят передачи скольжения, и потому в настоящее время применяются более широко. Единственным их недостатком является высокая себестоимость по сравнению с передачами скольжения.
В винтовых передачах для уменьшения трения в основном используются
резьбы с витками трапецеидального профиля, но в отдельных случаях встречаются и треугольные резьбы.
Для обеспечения работоспособности грузовых винтовых механизмов, таких как подъемники, домкраты, механизмы нагружения прессов и т. п., применяют однозаходную резьбу с малым углом подъема. При значительных односторонних нагрузках используют резьбу упорную.
В механизмах, машинах и приборных устройствах, предназначенных для
получения точных осевых перемещений, получили распространение ходовые
38
винтовые передачи, которые имеют резьбу трапецеидального профиля, реже
прямоугольного, с большим углом подъема резьбы.
Если винтовой механизм используется как установочный или регулировочный, то в таком случае применяют резьбу с малым шагом треугольного
профиля.
2.2 Силовые соотношения в винтовой паре
Рассмотрим силы, действующие в винтовой паре с прямоугольной резьбой (рисунок 1). При завинчивании гайка, равномерно вращаясь под действием
Рисунок 1 – Силы взаимодействия между винтом и гайкой
окружной силы Ft , приложенной по касательной к окружности среднего диаметра d 2 резьбы, перемещается вдоль оси винта под действием осевой силы F.
Развернем виток резьбы в наклонную плоскость, а гайку представим в виде
ползуна. При равномерном перемещении по наклонной плоскости ползун находится в равновесии под действием системы сил F , Ft , Fn и FТР , из которых
Fn – нормальная реакция наклонной плоскости, FТР = f ⋅ Fn – сила трения. Результирующая сила R отклонена от силы Fn на угол трения ϕ . Из схемы
сил следует
Ft = F ⋅ tg (ψ + ϕ ),
(1)
где f – коэффициент трения в резьбе;
ψ – угол подъема резьбы, т.е. угол, образованный разверткой винтовой
линии по среднему диаметру резьбы и плоскостью, перпендикулярной оси винта
(2)
tgψ = p1 (π ⋅ d 2 ),
39
p1 – ход резьбы, т.е. расстояние между одноименными сторонами одного
и того же витка в осевом направлении (см. рисунок 1): для однозаходной резьбы p1 = p ; для многозаходной p1 = n ⋅ p ,
n – число заходов резьбы;
p – шаг резьбы, т.е. расстояние между одноименными сторонами соседних профилей, измеренное в направлении оси резьбы.
Зависимость (1) справедлива только для прямоугольной резьбы, т. е. когда
ϕ = arctg f . Метрическая, трапецеидальная и упорная (вообще остроугольные)
резьбы характеризуются дополнительным трением, вследствие клинчатой формы профиля. В этом случае принимают приведенный коэффициент трения
f ′ = f / cos γ ,
где γ – угол наклона рабочей грани профиля ( γ = 30° – для метрической
резьбы, γ = 15 ° – для трапецеидальной резьбы, γ = 3° – для упорной резьбы).
Теперь приведенный угол трения
ϕ ′ = arctg f ′ = arctg ( f / cos γ ).
(3)
Таким образом, для получения соотношения между окружной Ft , и осевой F силами в винтовой паре с остроугольной резьбой в формулу (1) необходимо поставить вместо действительного приведенный угол трения, т.е.
Ft = F ⋅ tg (ψ + ϕ ′ ) .
(4)
2.3 Момент завинчивания в резьбе
Моментом завинчивания TЗ называется момент, который следует приложить к гайке, для того чтобы собрать соединение. Он складывается из двух
составляющих:
TЗ = TТ + TР ,
(5)
где TТ – момент сил трения на опорном торце гайки, для условий лабораторной работы равен TТ = 0;
Т Р – момент сопротивления (сил трения) в резьбе;
TР = Ft ⋅ d 2 / 2 = F ⋅ tg (ψ + ϕ ′ ) ⋅ d 2 / 2 .
(6)
40
2.4 Самоторможение и КПД винтовой пары
Самоторможение в винтовой паре проявляется в том, что статическая
осевая нагрузка не вызывает самоотвинчивания гайки. Это условие выражается
неравенством ψ < ϕ ′ . Все крепежные резьбы выполняют самотормозящими.
Практический интерес представляет такой параметр, как коэффициент
полезного действия (КПД) η винтовой пары. Как известно, КПД равен отношению полезной работы А пс (в данном случае совершенной осевой силой –
F ) к затраченной А дс (в данном случае – момент сил трения в резьбе за один
оборот винта или гайки):
А
пс =
F ⋅ p1 = F ⋅ π ⋅ d 2 ⋅ tgψ ;
(7)
А дс = Ft ⋅ π ⋅ d 2 = F ⋅ tg (ψ + ϕ ′ ) ⋅ π ⋅ d 2 .
(8)
Следовательно,
η=
Aпс
tgψ
=
.
Адс tg (ψ + ϕ ′)
(9)
Для крепежных резьб понятие КПД не имеет смысла, а для резьбовой пары передачи винт-гайка стремятся получить высокие значения КПД.
В таблице 1 приведены справочные данные о коэффициентах трения.
Таблица 1 – Коэффициенты трения в резьбе f
пары винт – гайка
Коэффициент трения
Материалы пары трения
Сталь – сталь
Сталь – бронза
без смазки
0,15
0,10
со смазкой
0,05 … 0,10
0,07 … 0,10
3 Описание объекта исследования, приборов и инструментов
Лабораторная работа выполняется на установке ТММ-33М, с помощью
которой экспериментально определяется КПД винтовой пары (три варианта исследуемых профилей резьбы):
№ 1 – резьба метрическая – М 42 × 4,5 ГОСТ 9150-81;
№ 2 – резьба прямоугольная однозаходная – Резьба 42 × 4,5;
№ 3 – резьба прямоугольная трехзаходная – Резьба 42 × (3 × 8).
Материал всех винтов сталь 45 ГОСТ 1050–88. Материал сменных гаеквкладышей – сталь 20 ГОСТ 1050-88 и бронза ОЦО5 – 5 ГОСТ 613-65.
41
Установка (рисунок 2) смонтирована стационарно на стене. Основанием
установки является станина 1, выполненная из швеллера.
К верхней части станины крепится кронштейн с подшипниковым узлом, в
котором установлен электродвигатель 2 с редуктором 3. Корпус электродвигателя жестко связан с корпусом редуктора, хвостовик которого в виде трубки
является валом по отношению к шарикоподшипникам кронштейна. Через трубку в подшипниках скольжения выходит приводной вал 4 от редуктора к винту
5 исследуемой винтовой пары. Таким образом, в процессе работы вращается
винт, а гайка 6 лишь поступательно перемещается вверх-вниз. От поворота
гайку предохраняет ползун 7 в виде радиального стержня, перемещающийся
вдоль глухого паза станины.
Для уменьшения трения ползун контактирует с гранями паза через шарикоподшипник 8. Жестко связанная система – корпус двигателя (статор) – корпус редуктора и его хвостовик – не закреплена на станине, а может свободно
вращаться в шарикоподшипниках верхнего кронштейна. При работе установки
(при вращении винта) статор двигателя увлекается в направлении вращения ротора, жесткий рычаг 9, укрепленный на крышке редуктора с точечными упорами, деформирует пластинчатую пружину 10. Индикатор часового типа 11,
имея силовое замыкание с пружиной, показывает величину прогиба пружины
от воздействия реактивного момента.
Осевая нагрузка на гайку испытуемой винтовой пары, осуществляется
подвешиванием гирь 12. Приспособление для их крепления съемное, состоит
из двух тяг 13 с траверсой 14, перемещающихся вверх- вниз с гайкой во время
работы установки.
Управление установкой автоматизировано: рабочий цикл – ход гайки
вверх, реверсирование двигателя, ход гайки вниз, выключение двигателя по
достижении исходного положения, совершается начальным нажатием кнопки
15 при подключении, с помощью тумблера 16, электропитания. Кнопка и
тумблер размещены на специальном щитке вверху справа.
Следует обратить внимание, что при монтаже гаек на трехзаходный винт
нужно совмещать метки на гайке и витке резьбы винта.
4 Методика проведения исследований и обработка результатов
4.1 Составить схему установки. Записать исходные данные: шаг резьбы,
вид резьбы, материал винта и гаек.
4.2 Вставить в установку винт № 1 с гайкой, закрепив верхнюю отодвигающуюся муфту зажимным винтом. Гайку опустить в нижнее положение и к
ней подвесить груз 80 Н (вес системы рычагов для подвеса грузов – 30 Н и добавочный груз – 50 Н). Тумблером 16 включить установку.
4.3 За время движения гайки вверх три раза снять отсчеты по шкале индикатора 11 и занести результаты испытаний в таблицу 2.
42
Рисунок 2- Принципиальная схема установки ТММ-33М
43
Таблица 2 – Результаты испытаний
Осевая
нагрузка F, Н
Показания индикато- Вращающий
ра, мм
момент
П1
П2
П3
П
на валу
электродвигателя
Т,
Н⋅мм
Работа
движущих сил
Aдс ,
Н⋅мм
Работа
сил полезного
сопротивления Aпс ,
Н⋅мм
КПД
экспериментальный η 0
КПД
расчетный
ηр
4.4 Заменить гайку на гайку из другого материала и провести те же испытания.
4.5 Заменить винт № 1 на винт № 2 и провести все испытания.
4.6 Заменить винт № 2 на винт № 3 и провести все испытания.
4.7 Вычислить средние отсчеты отклонения стрелки индикатора (прогиб
пластинчатой пружины П ) для всех винтов и различных гаек.
4.8 Вычислить экспериментальный КПД для разных винтов, материалов
гаек и различных осевых нагрузок
η0 =
Апс
,
Адс
(10)
в этом случае удобнее вычислить Адс по вращающему моменту на валу
электродвигателя Т
Адс = Т ⋅ 2π .
(11)
Вращающий момент на валу электродвигателя пропорционален прогибу
плоской пружины
Т = К ⋅ П,
здесь
К – коэффициент пропорциональности (тарировочный),
К = 3,33 Н⋅ мм/дел.
Коэффициент получен тарировкой пластинчатой пружины.
4.9 Построить графики зависимости η0 = f (F ) .
4.10 По аналитическим формулам рассчитать КПД для профиля резьбы и
сочетаний материалов, применяющихся в работе.
44
4.10.1 Для винта с прямоугольной резьбой КПД определяется по формуле:
ηр =
tgψ
.
tg (ψ + ϕ )
(12)
4.10.2 Для винта с углом профиля резьбы, отличного от нуля, КПД вычисляется по формуле:
tgψ
ηр =
.
(13)
tg (ψ + ϕ ′)
4.11 Сделать заключение о проделанной работе.
5 Содержание и оформление отчета
5.1
5.2
5.3
5.4
5.5
Титульный лист.
Цель работы.
Кинематическая схема установки ТММ-33М.
Результаты испытаний – таблица 2.
Выводы по лабораторной работе.
6 Вопросы для самоконтроля
1. Назначение и область применения передачи винт – гайка.
2. Достоинства и недостатки передачи винт – гайка.
3. Нарисуйте схему сил в винтовой паре.
4. От чего зависит момент завинчивания?
5. Как определяется момент сил сопротивления в резьбе?
6. Для каких профилей резьбы определяется приведенный угол трения?
7. От чего зависит самоторможение в винтовой паре?
8. Чему равен КПД пары винт – гайка?
9. Расскажите устройство установки ТММ-33М.
10. Порядок проведения испытаний.
11. Каким образом определяется вращающий момент на валу электродвигателя?
12. Как определяется работа сил полезного сопротивления Aпс ?
13 Как определяется работа движущих сил Aдс ?
45
Лабораторная работа 4
ИССЛЕДОВАНИЕ НАПРЯЖЕННОГО БОЛТОВОГО
СОЕДИНЕНИЯ, НАГРУЖЕННОГО СДВИГАЮЩЕЙ СИЛОЙ
1 Цель работы
• Определение экспериментальной зависимости сдвигающей силы от
момента затяжки болта в напряженном болтовом соединении.
• Исследование зависимости сдвигающей силы от момента затяжки болта, от его типоразмеров (диаметра и шага резьбы), от величины коэффициентов трения: в резьбе, на торце гайки, в стыке.
• Анализ экспериментальных данных и теоретических расчетов.
2 Теоретические положения
В зависимости от назначения и условий сборки резьбовые соединения
бывают ненапряженными, незатянутыми в процессе сборки, и напряженными,
загруженными осевым усилием от затяжки до приложения внешней нагрузки.
Затянутый болт помимо растяжения испытывает кручение. Прочность
болта определяют по эквивалентным напряжениям по одной из теорий прочности:
σ экв = σ 2 − 4 ⋅ τ 2 ,
(1)
где σ – напряжение растяжения от усилия затяжки F3 ;
τ – напряжение кручения от момента сил трения в резьбе T P .
σ=
4 ⋅ FЗ
π ⋅ d12
,
(2)
d 1 – внутренний диаметр резьбы.
τ=
ТР
,
WP
W P – полярный момент сопротивления сечения.
(3)
46
WP =
16 ⋅ TP
π
⋅ d13
.
(4)
Для стандартных резьб принимают
σ экв ≈ 1,3 ⋅ σ ,
(5)
т.е. влияние касательных напряжений, вызванных моментом T P , учитывают повышением осевой нагрузки на 30 %.
Для соединений, нагруженных сдвигающей силой (действующей параллельно плоскости стыка), силы трения между плоскостями, которые образуются
от усилия затяжки F3 , должны быть больше сдвигающей силы F (рисунок 1).
При завинчивании гайки затрачиваемая работа расходуется на преодоление момента сил трения TT на торце гайки и соединяемой деталью и на преодоление момента T P сил трения в резьбе.
Рисунок 1 – Резьбовое соединение
Момент завинчивания
Т З = ТТ + Т Р .
(6)
Момент сил трения на торце гайки определяют по упрощенной зависимости
Т Т = 0,25 ⋅ F ⋅ f Т ⋅ (D1 + d 0 ) ,
(7)
47
где f T – коэффициент трения скольжения на торце гайки;
D1 – наружный диаметр опорного торца гайки; D1 ≈ (0,90...0,95 ) ⋅ S ;
S – размер под ключ;
d 0 – диаметр отверстия под болт (см. рисунок 1).
Момент сил трения в резьбе равен
Т Р = 0,5 FЗ ⋅ d 2 ⋅ tg (ψ + ϕ ′) ,
(8)
где d 2 – средний диаметр резьбы;
ψ – угол подъема винтовой линии;
tgψ =
р
,
π ⋅ d2
(9)
р – шаг резьбы;
ϕ ′ – приведенный угол трения в резьбе;
tgϕ ′ =
fP
= f np ,
cosα / 2
(10)
f P – коэффициент трения в резьбе;
α = 600 – угол профиля метрической резьбы.
fP
Величину tgϕ ′ =
= f np называют приведенным коэффициентом
cosα / 2
трения в резьбе.
Если ψ ≤ ϕ , то условие самоторможения в резьбе соблюдается.
Условие отсутствия сдвига деталей
FЗ ⋅ f 0 > F ,
(11)
f 0 – коэффициент трения в стыке деталей.
В общем виде
FЗ >
F
,
f0 ⋅ i
(12)
i – число стыков или плоскостей сдвига.
С учетом этих зависимостей предельное значение внешней нагрузки F ,
при которой происходит сдвиг деталей, определяется по формуле
48
F=
где
TЗ ⋅ i ⋅ f 0
,
0,5 ⋅ [d 2 ⋅ tg (ψ + ϕ ′) + Dср ⋅ fT ]
Dcp =
(13)
D1 + d 0
.
2
3 Описание объекта исследования, приборов и инструментов
Для проведения лабораторной работы используются: установка ДМ-30М
(рисунок 2); приспособление, состоящее из трех пластин стянутых болтом
(рисунок 1); комплект болтов: М12х1; М12х1,5; М12х1,75; М16х1; М16х1,5;
М16х2; М20х1; М20х1,5; М20х2; М20х2,5; динамометрический ключ; набор головок для ключа; индикатор часового типа с ценой деления 0,02 мм; штангенциркуль, наждачная бумага.
Лабораторная установка (рисунок 2) состоит из корпуса 1, в котором
установлен червячно-винтовой механизм, обеспечивающий плавное опускание
(или подъем) стола 2. Внешние пластины 3 приспособления соединены со
столом 2. Средняя пластина 4 крепится между пластинами 5, которые соединены через динамометрическое кольцо 6 с ползуном 7. На перекладине 8 находится винтовой механизм 9 установочного перемещения. Перемещение ползуна 7 осуществляется маховиком 10 . Пластины 3 и 4 сжимаются болтом
11 , установленным в отверстие с зазором и гайкой 12. Затяжка гайки производится динамометрическим ключом. Нагружение соединения осуществляется
зубчато-винтовым механизмом, который опускает стол 2 при помощи маховика 13.
Определение внешней нагрузки (сдвигающей силы) производится путем
замера деформации динамометрического кольца 6 индикатором часового типа
14. Экспериментальное значение сдвигающей силы F ′ определяется по формуле:
F′ = k ⋅ c,
(14)
где k = 3,2⋅104 Н/мм – тарировочный коэффициент;
c – величина деформации, мм (показания индикатора).
В тот момент, когда величина внешней нагрузки станет равной величине
силы трения покоя между пластинами, произойдет их сдвиг, что вызовет скачок
стрелки индикатора или ее остановку при дальнейшем опускании стола.
49
Рисунок 2 – Установки ДМ-30М
50
4 Методика проведения исследований и обработка результатов
4.1 Совместить отверстия в пластинах 3 и 4, вставить исследуемый
болт, завернуть гайку от руки, фиксируя головку болта от проворачивания (рисунок
2).
4.2 Затянуть гайку болта динамометрическим ключом до намеченной величины момента затяжки T3 = 60 Н⋅ м.
4.3 Выбрать все зазоры в соединениях установки, вращая маховик 10 ,
индикатор 14 установить на ноль.
4.4 Вращая маховик 13, нагрузить болтовое соединение сдвигающей силой. С ростом сдвигающей силы растут показания индикатора, измеряющего
деформацию динамометрического кольца. В момент сдвига пластин относительно друг друга, произойдет скачок стрелки индикатора или ее остановка.
Это наибольшее показание индикатора занести в таблицу 1.
4.5 Снять полностью затяжку болтового соединения, разобрать его, обработать поверхность пластин наждачной бумагой. Собрать соединение, установить индикатор на ноль и повторить эксперимент еще дважды.
4.6 Данные эксперимента занести в таблицу 1. Провести аналогичные
испытания для моментов затяжки болта:
T3 = 80 Н⋅ м; 100 Н⋅ м; 120 Н⋅ м.
4.7 Определить среднее показание индикатора по трем замерам и определить по формуле 14 экспериментальное значение внешней сдвигающей силы
F′.
4.8 Определить теоретическое значение внешней сдвигающей силы по
формуле 13.
4.9 Значение коэффициентов трения принять равными:
f 0 = 0,15… 0,25; f T = 0,2… 0,22; f P = 0,3… 0,4.
4.10 Каждой подгруппе провести исследования с разными типоразмерами болтов. Данные измерений использовать всем подгруппам для анализа
4.11 Заполнить таблицу 1. Геометрические параметры резьбового соединения приведены в таблице 2.
4.12 На одном рисунке для всех испытываемых болтов построить графики зависимостей:
F ′ = f (TЗ ) ;
F = f (TЗ ) .
Использовать разные цвета (или символы) для построения графиков.
Сделать выводы по лабораторной работе.
Таблица 1 – Результаты исследования болтового соединения
Момент
затяжки ТЗ,
Н⋅м
Типоразмер болтов
Показание
индикатора с , мм
1
2
3
среднее
Силы, Н
F′
F
Показание
индикатора с , мм
1
2
3
среднее
Силы, Н
F′
F
Показание
индикатора с , мм
1
2
3
среднее
Силы, Н
F′
F
60
100
120
51
80
52
Таблица 2 – Геометрические параметры резьбового соединения
Диаметры резьбы
наружный
d, мм
Шаг резь-
Размер
Диаметр
средний
внутренний
бы,
под ключ,
сквозного
d2, мм
d1, мм
Р, мм
S1, мм
отверстия,
d0, мм
20
19,350
18,918
1
20
19,026
18,376
1,5
20
18,701
17,835
2
20
18,376
17,294
2,5
16
15,350
14,918
1
16
15,026
14,376
1,5
16
14,701
13,835
2
12
11,350
10,918
1
12
11,026
10,376
1,5
12
10,863
10,106
1,75
30
22
30
22
30
22
5 Содержание и оформление отчета
5.1 Титульный лист.
5.2 Цель работы.
5.3 Схема установки.
5.4 Результаты исследований: таблица 1, графики зависимостей:
F ′ = f (TЗ ); F = f (TЗ ).
5.5 Выводы по лабораторной работе.
53
6 Вопросы для самоконтроля
1. Обоснуйте цель проведения лабораторной работы.
2. Расскажите о порядке проведения эксперимента.
3. Расскажите о принципе действия лабораторной установки.
4. Дайте определение понятий: ″ненапряженное резьбовое соединение″,
″напряженное резьбовое соединение″.
5. Какие стандартные резьбы применяют в отечественном машиностроении?
6. Запишите условие самоторможения в резьбе.
7. Какое значение имеет условие самоторможения для крепежных резьб?
8. Назовите какие напряжения возникают в стержне затянутого болта,
поставленного в отверстие с зазором.
9. Укажите различия в расчетах напряженного резьбового соединения от
ненапряженного.
10. Назовите основные геометрические параметры метрической резьбы.
11. Обоснуйте влияние коэффициента трения в стыке f 0 , на величину
сдвигающей силы.
12. Обоснуйте влияние коэффициента трения на торце гайки f T на величину сдвигающей силы.
13. Обоснуйте влияние коэффициента трения в резьбе f P на величину
сдвигающей силы.
14. От чего зависит коэффициент трения в резьбе f P ?
15. От чего зависит коэффициент трения на торце гайки f T ?
16. Объясните, как в лабораторной работе определяли экспериментальное значение сдвигающей силы F ′ .
17. Пользуясь графиками, определите значение сил F ′ и F при моментах затяжки T3 = 70 Н⋅м; T3 = 90 Н⋅м; T3 = 110 Н⋅м. Сравните данные.
54
Лабораторная работа 5
ИССЛЕДОВАНИЕ НАПРЯЖЕННОГО БОЛТОВОГО
СОЕДИНЕНИЯ, НАГРУЖЕННОГО ОСЕВОЙ СИЛОЙ
1 Цель работы
Ознакомление с методами теоретического и экспериментального исследования напряженного болтового соединения, нагруженного осевой силой, раскрывающей стык.
• Определение влияния коэффициента податливости деталей соединения на величину предельной нагрузки и коэффициента внешней нагрузки.
•
2 Теоретические положения
В зависимости от назначения и условий сборки резьбовые соединения
бывают ненапряженными (не затянутыми в процессе сборки) и напряженными,
загруженными осевой нагрузкой в процессе сборки от предварительной затяжки до приложения внешней нагрузки.
Болты напряженных резьбовых соединений требуют предварительной затяжки, которая обеспечивает плотность соединения или нераскрытие стыка под
нагрузкой.
На рисунке 1 показано напряженное резьбовое соединение. Детали стыка
(фланец) закреплены болтами, загруженными усилием предварительной затяжки F3 . При этом детали стыка сжались, а болты растянулись. После приложения внешней нагрузки F > 0 (здесь F – внешняя нагрузка, приходящаяся на
один болт) в направлении, указанном на рисунке 1) уменьшается деформация
сжатия прокладки и фланцев и увеличивается деформация болтов. Только часть
внешней нагрузки F прибавляется к усилию затяжки болта. Обозначим ее
F
Fвн . Отношение вн = χ называют коэффициентом внешней нагрузки. КоэфF
фициент внешней нагрузки χ учитывает приращение нагрузки болта в долях
от силы F . Дополнительная нагрузка болта равна χ ⋅ F , а уменьшение сжатия
стыка – (1 − x ) ⋅ F .
Коэффициент внешней нагрузки – χ , учитывающий приращение нагрузки болта и уменьшение затяжки стыка, определяется по формуле:
λд
1
χ=
=
,
(1)
λб + λд λб + 1
λд
55
где λ б – коэффициент податливости болта и гайки;
λ д – коэффициент податливости деталей стыка.
Отношение величины деформации к вызванному ее усилию называют коэффициентом податливости.
При постоянном сечении болта и однородных деталях:
λ б = λ б1 + λ Г + λδ 2 ,
(2)
где λ б 1 – коэффициент податливости болта на длине l б = δ 1 + δ 2 + δ 3
(рисунок 1), δ 1 , δ 2 , δ 3 – толщина каждой детали стыка;
λ б1 =
lб
,
Е ⋅ Аб
(3)
где E – модуль упругости материала болта и гайки;
Aб – площадь сечения болта, по внутреннему диаметру резьбы d1 ;
1
– коэффициент податливости болта и гайки на
λ Г ≈ (0,95...0,80 ) ⋅
Е⋅d
длине, равной высоте гайки H Г .
d – наружный диаметр резьбы;
λб 2 – коэффициент податливости головки болта на длине равной высоте
головки болта
Нб .
λб 2 ≈
0,15
.
Е ⋅ Нб
Рисунок 1 – Болтовое соединение
56
Рисунок 2 – Схема соединения для определения
коэффициента податливости
При определении коэффициента податливости деталей стыка λд (фланцев) используют гипотезу, в соответствии с которой предполагают, что сумма
⎛п
⎞
деформаций деталей системы фланцев ⎜⎜ ∑ λд ⎟⎟ равна коэффициенту податли⎝1
⎠
вости деталей, имеющих форму двух усеченных конусов при соединении болтом (рисунок 2).
Размер D равен наружному диаметру опорного торца гайки;
D ≈ (0,90... 0,95 )S ; S – размер под ключ.
λд =
δ1
Ед1 ⋅ Ад
+
δ2
Ед 2 ⋅ Ад
+
δ3
Ед3 ⋅ Ад
,
(4)
где Eд1 , Ед2 , Ед3 – модуль упругости материалов деталей стыка, МПа
сталь – Е = 2,1⋅105; паронит – Е = 0,03⋅105; алюминий – Е = 0,71⋅105; медь – Е
⎛
В⎞
= 1,4⋅105; резина – Е = 0,4⋅10-4 ⎜⎜1 + ⎟⎟ ⋅ 10 5 (см. рисунок 1).
⎝ δ3 ⎠
Ад – расчетная площадь только той части деталей стыка, которая участвует в деформации от гайки до головки болта. В простейшем случае (см. рисунок 2)
Ад =
(
π ⋅ D12 − d 02
4
),
(5)
57
(δ 1 + δ 2 ) ,
D1 = D +
(6)
4
где d 0 – диаметр отверстия под болт, мм.
Условие нераскрытия стыка
FЗ ≥ (1 − χ ) ⋅ F .
(7)
Усилие затяжки – F3 (Н ) от момента затяжки T3 (Н⋅м) определяется по
формуле
FЗ =
Т З ⋅ 1000
,
0,5 ⋅ d 2 ⋅ tg (ψ + ϕ ′) + D ср ⋅ fТ
[
]
(8)
где d 2 – средний диаметр резьбы, мм;
ψ – угол подъема винтовой линии,
ψ = arctg
р
;
π ⋅ d2
(9)
р – шаг резьбы, мм;
ϕ ′ – приведенный угол трения в резьбе,
ϕ ′ = arctg
fP
cosα
,
(10)
2
f p = 0,3… 0,4 – коэффициент трения в резьбе;
α = 600 – угол профиля метрической резьбы;
Dcp – средний диаметр опорной поверхности гайки,
Dcp =
D + d0
,
2
f T = 0,2... 0,22 – коэффициент трения на торце гайки.
(11)
58
Рисунок 3 – Приспособление для испытания
3 Описание объекта исследования, приборов и инструментов
Для проведения лабораторной работы используются: установка ДМ-30М;
приспособление для испытания напряженного болтового соединения, нагруженного осевой силой; набор прокладок разной толщины δ , мм; резина: δ = 1;
2; 3; паронит: δ = 1; 2; 3; медь: δ = 1; 2; 3; алюминий: δ = 1; 2; 3; насос автомобильный; динамометрический ключ; набор головок для ключа; индикатор
часового типа.
Приспособление для испытания (рисунок 3) состоит из цилиндра 1 с
крышкой 2 и сменных прокладок 3, которые стягиваются болтами 6 и гай-
59
ками 7. Давление воздуха в цилиндре создается насосом через цилиндр 4 и
определяется с помощью манометра 5.
Наличие сменных прокладок 3 позволяет изучить влияние коэффициента податливости деталей стыка (фланцев) на величину предельной нагрузки F ,
при которой происходит его раскрытие.
Экспериментальное значение предельной (внешней) нагрузки F ′ определяется на установке ДМ-30М, принцип действия которой изложен в лабораторной работе 4 (рисунок 2). Вращая маховик, посредством червячновинтового механизма происходит опускание стола и нагружение болтового соединения в приспособлении (рисунок 3).
Экспериментально величина внешней нагрузки F ′ определяется с помощью индикатора часового типа 8, который фиксирует деформацию динамометрического кольца 9
F ′ = k ⋅ c,
(11)
где k = 3,2⋅104 Н/мм – тарировочный коэффициент;
c – величина деформации, мм (показания индикатора).
F′
Усилие на один болт F1 = ,
z
где z - число болтов.
4 Методика проведения исследований и обработка результатов
4.1 Собрать приспособление (рисунок 3) и соединение затянуть болтами
с гайками, приняв момент затяжки T3 = 1… 2 Н⋅ м.
4.2 В цилиндр 1 через штуцер 4 насосом подать воздух, величину давления (0,2… 0,6 МПа) которого зафиксировать манометром 5.
4.3 Закрепить приспособление на установке ДМ-30М.
4.4 С помощью маховика 10 (рисунок 1 в лабораторной работе 4) выбрать зазоры в соединениях и индикатор установить на ноль.
4.5 Вращая маховик 13, нагрузить болтовое соединение. При нарушении
герметичности, т.е. в момент раскрытия стыка, давление в цилиндре начнет падать. Одновременно с этим зафиксировать показание индикатора и его величину занести в таблицу 1.
4.6 Снять полностью затяжку болтов и эксперимент повторить еще дважды с тем же моментом T3
4.7 По трем показаниям индикатора определить среднее значение величины деформации с , мм.
4.8 Определить экспериментальное значение внешней нагрузки F ′ по
формуле 11 и нагрузку на один болт F1 .
60
Таблица 1 – Результаты испытаний напряженного болтового соединения
Материал прокладки и
толщина
Момент
Внешняя нагрузка
завин
чивапоказание
F ′ F1
ния,
индикатора с, мм
Т3,
Н⋅м
1
2
3
F
Модуль
упругости,
Ед ,
МПа
среднее
Сила
предварительной затяжки,
F3 , H
Коэффициент
внешней нагрузки,
χ
Резина:
1 мм
2 мм
3 мм
Паронит:
1 мм
2 мм
3 мм
Алюминий:
1 мм
2 мм
3 мм
4.9 Испытания повторить для соединения с прокладками из разных материалов. Результаты измерений занести в таблицу 1.
4.10 Определить теоретическое значение коэффициента внешней нагрузки χ , используя формулу 1.
4.11 Используя зависимости 7 и 8 определить усилие затяжки F3 , зная
момент T3 и величину внешней предельной нагрузки F , при которой нарушается герметичность из расчета на один болт:
F≤
FЗ
.
(1 − χ ) ⋅ z
4.12 Проанализировать экспериментальное значение внешней нагрузки
F1 и предельной нагрузки F .
4.13 Сделать выводы по работе.
5 Содержание и оформление отчета
5.1 Титульный лист.
5.2 Цель работы.
5.3 Схема приспособления (рисунок 3).
61
5.4 Результаты испытаний. Таблица 1.
5.5 Выводы по работе.
6 Вопросы для самоконтроля
1. Дайте определение понятия «коэффициент податливости».
2. Дайте определение понятия «коэффициент внешней нагрузки».
3. Объясните в чем разница между ненапряженным резьбовым соединением и напряженным?
4. От чего зависит величина коэффициента податливости?
5. От чего зависит величина коэффициента внешней нагрузки?
6. Расскажите о порядке проведения лабораторной работы.
7. Расскажите о принципе действия лабораторной установки ДМ-30М.
8. Обоснуйте, при каких материалах прокладок требуется меньшее усилие для раскрытия стыка соединения.
9. Объясните, как в лабораторной работе определяли внешнюю нагрузку,
при которой происходит раскрытие стыка соединения.
10. Запишите условие нераскрытия стыка (условие герметичности).
11. Как влияет коэффициент податливости деталей стыка (прокладки,
фланца) на коэффициент внешней нагрузки?
12. Как влияет коэффициент податливости болта на коэффициент внешней нагрузки?
13. Запишите зависимость между величиной внешней силы и деформацией динамометрического кольца?
62
Лабораторная работа 6
АНАЛИЗ РАБОТЫ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ
1 Цель работы
• Закрепить теоретические знания по разделу «Ременные передачи».
• Приобрести навыки экспериментального построения кривых скольжения и КПД плоскоременной передачи.
• Освоить принципы построения эпюры распределения напряжений по
длине ремня.
• Научиться определять толщину ремня для заданных условий работы.
• Выявить зависимость долговечности ремня от максимальных напряжений и предварительного натяжения ремня.
2 Теоретические положения
В ременных передачах нагрузка передается за счет сил трения, которые
возникают на поверхностях обхвата шкивов натянутым ремнем. В состоянии
покоя ремень нагружен предварительным натяжением F0, необходимым для
создания требуемой силы трения.
При работе передачи с нагрузкой, для преодоления момента сопротивления на ведущем шкиве, натяжение ведущей ветви должно увеличиваться до
F1 > F0 (рисунок 1), а ведомой ветви – уменьшаться до F2 < F0 . Очевидно,
что F1 > F2 и
2 ⋅Т2
(1)
F1 − F2 =
= Ft ,
D2
где T2 – рабочий момент на ведомом шкиве;
D 2 – диаметр ведомого шкива;
Ft – окружное усилие (полезная нагрузка).
Так как длина ремня не зависит от нагрузки, то изменение относительных
деформаций ведущей и ведомой ветвей приближенно равны. Следовательно:
F1 = F0 + 0,5 ⋅ Ft ,
F2 = F0 − 0,5 ⋅ Ft .
(2)
(3)
Отсюда
F1 + F2 = 2⋅F0.
(4)
63
63
а
Рисунок 1 – Схема установки ДМ – 35
64
Основными критериями работоспособности ременных передач являются
тяговая способность, определяемая силой трения между ремнем и шкивом, и
долговечность. Кроме этого важной характеристикой для ременных передач
является КПД.
В качестве основной характеристики тяговой способности принят коэффициент тяги
ϕ=
F
F1 − F2
= t .
2 ⋅ F0
2 ⋅ F0
Учитывая упругое скольжение,
V2 = V1 ⋅ (1 − ε ),
где ε = 0,01… 0,02 коэффициент скольжения.
Работоспособность ременной передачи принято характеризовать кривыми
скольжения ε и КПД (η ) ременной передачи. Связь между ε и ϕ представлена на рисунке 2. До некоторого значения ϕ = ϕ 0 , называемого критическим, наблюдается упругое скольжение ремня и зависимость между ε и ϕ
близка к пропорциональной. При дальнейшем увеличении ϕ (нагрузки Ft )
возникает буксование. На этом же рисунке представлена зависимость η от ϕ .
КПД передачи растет, достигает максимума в зоне критического значения коэффициента тяги ϕ 0 , а затем резко падает в связи с дополнительными потерями на буксование.
Рисунок 2 – Кривые скольжения и КПД ременной передачи
65
3 Описание объекта исследования, приборов и инструментов
Для выполнения лабораторной работы используются: установка ДМ-35
(модернизированная) с мощностью электродвигателя 1,1 кВт и частотой вращения вала электродвигателя 930 об/мин; плоские ремни разной толщины и
комплект грузов.
Схема лабораторной установки ДМ-35 изображена на рисунке 1.
На выходном конце вала балансирного электродвигателя 1 насажен ведущий шкив 2 диаметром D1 , с которого движение на ведомый шкив 3 диаметром D2 передается ремнем 4.
Электродвигатель 1 укреплен на двуплечих рычагах 5 таким образом,
что он может поворачиваться относительно оси (точка О) на некоторый угол,
что дает возможность легко производить натяжение ремня. Предварительное
натяжение ремня осуществляется посредством грузов 6.
Для определения чисел оборотов ведущего п1 и ведомого п2 шкивов
ременной передачи служат счетчики 7, которые одновременно включаются
тумблером 8.
Все узлы установки смонтированы на массивной станине 9. Включение
установки производится тумблером 10.
Усилие предварительного натяжения в ветвях ремня определяется из соотношения (см. рисунок 1)
2 ⋅ F0 =
(1)
G ⋅ 5l 1
= 5⋅G,
l1
где G – вес груза с подвеской.
Нагрузка на ведомый шкив создается одноколодочным тормозом 11 за
счет прижатия тормозной колодки 12 к тормозному барабану диаметром DT .
Прижатие тормозной колодки 12 к тормозному барабану осуществляется грузами 13 через рычаг 14.
Тормозной момент TT , развиваемый тормозом можно определить по зависимости (рисунок 1)
ТТ = f ⋅
DТ GТ ⋅ 9 ⋅ l
9 ⋅ f ⋅ DТ ⋅ GТ
⋅
+ Т Т0 =
+ Т Т0 ,
2
l
2
(2)
где f – коэффициент трения между барабаном 11 и тормозной колодкой 12;
GT – вес груза на тормозе;
TT0 – тормозной момент, развиваемый тормозом при действии веса рычага и подвески без грузов.
66
В данной лабораторной работе тормозной момент TT
графику на рисунке 3 в зависимости от веса груза GT .
Рисунок 3 – График для определения TT и T0
определяется по
67
Крутящий момент на валу электродвигателя (ведущем шкиве) определяем
Т д = ТТ + Т 0 ,
(3)
где T0 – момент сил сопротивления установки, который зависит от трения в опорах, жесткости ремня и сопротивления воздуха.
Момент сил сопротивления установки T0 определяется по графику на
рисунке 3 в зависимости от тормозного момента TT и усилия предварительного натяжения в ветвях ремня 2⋅ F0 .
4 Методика проведения исследований и обработка результатов
4.1 Замерить геометрические параметры передачи (см. рисунок 1) и занести в таблицу 1.
4.2 Используя зависимости 2 ⋅ F0 = 5 ⋅ G и 2 ⋅ F0 = 2 ⋅ σ 0 ⋅ A , подобрать
грузы 6 ( G )
Для создания в ремне напряжения от предварительного натяжения σ 0 =
1,8 МПа.
Следует помнить, что вес подвески без грузов для натяжения ремней –
20 H.
4.3 Включить установку тумблером 10, плавно опустить рычаг 14 на
тормозной шкив и дать передаче проработать в таком положении 20… 40 сек.,
затем тумблером 8 включить счетчики 7. Через 60… 90 сек. выключить счетчики и их показания занести в таблицу 2.
4.4 Не выключая установки, на грузовую чашу рычага 14 осторожно положить груз, GT = 5 H и дать передаче поработать в таком состоянии 20… 40
сек. Выключить счетчики и их показания занести в таблицу 2.
4.5 Опыт повторить с грузами весом: 10 H ; 15 H ; 20 H и т.д. до начала
буксования.
4.6 После проведения эксперимента выключить установку тумблером
10, снять грузы 6 и 13. Выключить установку из сети.
Для каждого значения нагрузки на тормозе GT , пользуясь графиком на
рисунке 3, определить:
тормозной момент на тормозе TT , Н⋅ м;
момент сил сопротивления установки T0 , Н⋅ м;
момент на валу электродвигателя Т д , Н⋅ м;
коэффициент тяги
ϕ=
Тд
;
D1 ⋅ F0
68
коэффициент скольжения
⎛
n ⎞
ε = ⎜⎜1 − 2 ⎟⎟ ⋅ 100% ;
n1 ⎠
⎝
КПД установки
η=
ТТ
(1 − ε ) ⋅ 100% .
Тд
Результаты расчетов занести в таблицу 2.
Таблица 1 – Геометрические параметры ременной передачи
Наименование параметра
Обозначение
Размерность
Диаметр ведущего шкива
D1
мм
Диаметр ведомого шкива
D2
мм
Межосевое расстояние
a
мм
Длина ремня
L
мм
Толщина ремня
δ
мм
Ширина ремня
B
мм
Площадь сечения ремня
A
мм2
Величина
Таблица 2 – Результаты испытаний
Нагрузка на
тормоз
GT , H
вес
подвески
20
Момент
на тормозе
ТТ, Н⋅м
Момент
сил сопротивления
Т0, Н⋅м
Момент
на валу
двигателя
Тд, Н⋅м
Числа
оборотов
ведоведумый
щий
шкив
шкив
n2 ,
n1 ,
об/мин об/мин
Коэффициент
тяги
ϕ
Коэффициент
cкольжния
ε ,%
КПД,
η,%
69
20 + 5
Продолжение таблицы 2
Нагрузка на
тормоз
GT , H
Момент
на тормозе
ТТ, Н⋅м
Момент
сил
сопротивления
Т0, Н⋅м
Момент на
валу
двигателя
Тд, Н⋅м
Числа
оборотов
ведо- ведущий
мый
шкив шкив
n1 ,
n2 ,
об/мин об/мин
Коэффициент
тяги
ϕ
Коэф- КПД,
фици- η , %
ент
cкольжния
ε ,%
20 + 10
20 + 15
и т.д.
4.7 По данным эксперимента построить графики зависимостей (рисунок
2):
ε = f (ϕ ) и η = f (ϕ ) .
Для наглядности выполнения графиков рекомендуется выбрать масштабный коэффициент μ – отношение действительной величины к длине отрезка в
мм.
μϕ =
1
, 1 / мм;
200
με =
1
, %/ мм;
10
1
5
μη = , % / мм.
На графиках указать зоны: упругого скольжения, частичного буксования;
полного буксования. Выделить (заштриховать) зону оптимальной работы ременной передачи. Определить по графику критическое значение коэффициента
тяги ϕ 0 .
4.8 Определить напряжения в ремне, МПа:
70
от предварительного напряжения
σ0 =
F0
;
A
напряжение в ведущей ветви
σ 1 = σ 0 ⋅ (1 + ϕ 0 ) ;
напряжение в ведомой ветви
σ 2 = σ 0 ⋅ (1 − ϕ 0 ) ;
полезное напряжение
σ t = 2 ⋅ σ 0 ⋅ ϕ0 ;
напряжение от центробежных сил
σ v = ρ ⋅ V 2 ⋅ 10 −6 ,
где ρ = 1,25·103 кг/м3, плотность материала ремня;
V – окружная скорость, м/сек
V=
π ⋅ D1 ⋅ n1
6 ⋅ 10 4
,
напряжения изгиба на участках огибания ремнем ведущий и ведомый
шкивы, соответственно:
σ и1 =
δ
D1
⋅ Eи ,
σ и2 =
δ
D2
⋅ Eи ,
Eu = 140 МПа, модуль упругости при изгибе;
максимальные напряжения
σ max = σ 0 + 0,5 ⋅ σ t + σ v + σ и .
4.9 Построить эпюру распределения напряжений по длине ремня (см. рисунок 12.7 [1, с. 257]).
71
4.10 Определить долговечность ремня Lh , час.
m
⎛ σ ⎞
N0
Lh =
⋅ ⎜⎜ N ⎟⎟ ,
7200 ⋅ i ⎝ σ max ⎠
где σ N = 7,5 МПа, предел временной выносливости, соответствующий
базовому числу циклов нагружений N 0 = 107;
i=
V
частота пробегов ремня, 1/сек;
L
m = 6 – показатель степени кривой выносливости для плоских ремней.
4.11 Исследовать зависимости σ t , σ max , Lh от толщины ремня δ .
Провести соответствующие вычисления и заполнить таблицу 3. Определить
наиболее благоприятные условия работы передачи.
Построить графики зависимостей σ t = f (δ ) ; σ max = f (δ ) ; Lh = f (δ ) .
4.12 Исследовать зависимость долговечности ремня Lh от предварительного напряжения σ 0 . Провести соответствующие вычисления и заполнить
таблицу4.
Построить график зависимости σ max = f (Lh ) . Задать долговечность ремня Lh = 1000… 1500 час. Определить (выделить) максимальные напряжения по
графику.
Сделать выводы по работе.
Таблица 3 – Влияние толщины ремня δ на полезное напряжение σ t , на
максимальное напряжение σ max и долговечность ремня Lh
Толщина ремня
δ, мм
1,0
1,5
2,0
2,5
3,0
3,5
4,0
4,5
5,0
Полезное
напряжение
Максимальное напряжение
σt , МПа
σmax , МПа
Долговечность
ремня
Lh , час
72
σ0
Таблица 4 – Влияние напряжения от предварительного натяжения ремня
на долговечность Lh
Вес
груза
G, H
Предварительное
натяжение
F 0, H
Напряжение от
предварительного
натяжения σ0, МПа
Долговечность
Lh, час
30
40
50
60
70
80
5 Содержание и оформление отчета
5.1
5.2
5.3
5.4
ε=
Титульный лист.
Цель работы.
Схема лабораторной установки.
Результаты исследований. Таблицы 1, 2, 3, 4; графики зависимостей:
f (ϕ ); η = f (ϕ );
σ t = f (δ ); σ max = f (δ );
Lh = f (ϕ ); σ max = f (Lh ).
5.5 Выводы по работе.
6 Вопросы для самоконтроля
1. Перечислите виды ременных передач.
2. В чем заключаются достоинства и недостатки ременных передач?
3. Расскажите о принципе действия ременных передач.
4. В чем заключаются критерии работоспособности ременных передач?
5. Перечислите геометрические и кинематические параметры ременных
передач.
6. Какие возникают силы в ветвях ремня?
7. Обоснуйте, какое напряжение в работающем ремне обуславливает его
долговечность и вероятностное усталостное разрушение.
8. От чего зависит величина коэффициента тяги ϕ ?
9. В чем заключаются преимущества клиноременных передач по сравнению с плоскоременными?
73
10.
Обоснуйте необходимость рациональных соотношений толщины
δ
) с точки зрения долговечности ремня.
D
11. Объясните принцип действия лабораторной установки.
12. Объясните, как создается начальное (предварительное) натяжение
ремня в ременных передачах и, в частности, на лабораторной установке.
13. Пользуясь графиком на рисунке 2, поясните, как определяется величина крутящего момента на валу двигателя Tд .
14. Объясните, почему в зоне частичного буксования КПД передачи резко падает.
16. Пользуясь графиком зависимостей ε = f (ϕ ) и η = f (ϕ ), определите
оптимальные условия работы ременной передачи.
17. Пользуясь графиками зависимостей σ тах = f (δ ) и Lh = f (ϕ ) , определите оптимальную толщину ремня δ .
18. Оцените влияние толщины ремня на максимальные напряжения σ тах
и долговечность L h .
19. Как влияет диаметр ведущего шкива на величину максимального напряжения?
20. Как влияет диаметр ведущего шкива на величину максимального напряжения и напряжения изгиба?
ремня с диаметром ведущего шкива (
74
Лабораторная работа 7
ИЗУЧЕНИЕ КОНСТРУКЦИИ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ
И КОНИЧЕСКИХ РЕДУКТОРОВ
1 Цель работы
• Познакомиться с классификацией, кинематическими схемами, конструкцией, узлами и деталями цилиндрических и конических редукторов.
• Выяснить назначение всех деталей редуктора.
• Определить параметры зацепления.
2 Теоретические положения
2.1 Общие сведения
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых передач, выполненных в виде отдельной сборочной единицы и предназначенный для передачи
мощности от двигателя к приводному валу машины с понижением угловой скорости и увеличением вращающего момента.
Редукторы, состоящие из цилиндрических зубчатых колес, называют цилиндрическими. Такие редукторы обеспечивают передачу движения между параллельными валами.
Редукторы, состоящие из конических зубчатых колес, называют коническими. Такие редукторы обеспечивают движение между валами, оси которых
пересекаются.
На рисунке 1 показаны кинематические схемы наиболее распространенных зубчатых редукторов. На схемах быстроходный вал обозначен Б, промежуточные – П, тихоходный – Т.
В зависимости от числа ступеней, в которых происходит понижение угловых скоростей, различают редукторы одноступенчатые (рисунок 1, а, е),
двухступенчатые (рисунок 1, б, в, г, д, ж) и трехступенчатые (рисунок 1, и,
к).
Число ступеней редуктора выбирают в зависимости от общего передаточного числа u p . Цилиндрические редукторы имеют следующее число ступеней в зависимости от величины u p :
одноступенчатые
u p = 1,6… 6,3;
двухступенчатые -
u p = 8… 40;
трехступенчатые -
u p = 25… 60.
75
Рисунок 1 – Кинематические схемы
76
Конструкция редукторов по развернутой схеме (рисунок 1, б, и) является
наиболее простой и имеет наименьшую ширину. Однако несимметричное расположение зубчатых колес на валах повышает концентрацию нагрузки по длине зуба, вызывает неравномерность распределения нагрузки между подшипниками. С целью снижения концентрации нагрузки, двухступенчатые цилиндрические редукторы выполняют с раздвоенной ступенью (рисунок 1, г, д). Такое
конструктивное решение обеспечивает благоприятное распределение нагрузки
по ширине зубчатого венца и почти на 20% снижает массу редуктора в сравнении с конструкцией, выполненной по развернутой схеме. Аналогичные преимущества достигаются и в конструкции трехступенчатого редуктора с раздвоенной промежуточной ступенью (рисунок 1, к). Здесь обеспечиваются благоприятные условия работы быстроходной и тихоходной ступеней.
В соосном редукторе (рисунок 1, в) обеспечивается соосность быстроходного (входного) и тихоходного (выходного) валов, что уменьшает длину редуктора в сравнении с развернутой схемой и обеспечивает наиболее рациональную компоновку привода. К недостаткам можно отнести большие габариты по ширине, затрудненную смазку подшипников, расположенных в средней
части корпуса. Раздвоение потока мощности (рисунок 1, л) и расположение валов в горизонтальной плоскости обеспечивают минимальные высоту редуктора
и неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатых венцов, а также практически полную разгрузку подшипников быстроходного и тихоходного
валов.
По относительному расположению валов в пространстве различают горизонтальные цилиндрические редукторы (рисунок 1, а… л) и вертикальные (рисунок 1, м, н).
Направление зуба цилиндрических косозубых колес может быть как левое (рисунок 2, а), так и правое (рисунок 2, б)
Рисунок 2 – Направление зуба косозубых колес
2.2 Цилиндрический двухступенчатый редуктор
Редукторы цилиндрические двухступенчатые зубчатые выпускаются с
номинальными передаточными числами от 8 до 40. Нагрузка может быть постоянная и переменная, одного направления и реверсивная.
Конструкция редуктора приведена на рисунке 3.
Редуктор состоит из корпуса 1 и крышки 2, которые соединены в горизонтальной плоскости болтами 3, поставленными с зазором. Корпус и крышку
выполняют литыми из чугуна (или алюминиевых сплавов). Вращательное дви-
77
жение от быстроходного вала 4 к тихоходному валу 5 осуществляется двумя
парами косозубых цилиндрических зубчатых колес: шестерни 6 и колеса 7
быстроходной ступени и шестерни 8 и колеса 9 тихоходной ступени. Шестерни 6 и 8 изготовлены заодно с валами. Такое конструктивное исполнение
называется вал-шестерня. Колеса 7 и 9 установлены на валы на шпонках
(возможно использование также и соединения с гарантированным натягом).
Валы установлены в корпусе редуктора на конических роликоподшипниках 10.
Обязательным для подшипников редуктора является регулирование в них
зазора. Это связано с тем, что при большом зазоре нарушается правильность
зубчатого зацепления, возникают шум и вибрации. При отсутствии зазора увеличивается сопротивление вращению, но повышается жесткость опор и точность вращения вала. Поэтому весьма важным является создание в подшипниках зазоров оптимальной величины.
Регулировка конических роликоподшипников, используемых в редукторе, производится осевым перемещением наружных колец подшипника. С этой
целью в закладных крышках 11 редуктора предусмотрены регулировочные
винты 12 и нажимные шайбы 13, при перемещении которых сдвигаются наружные кольца подшипников, в результате чего и выбирается зазор между
кольцами и роликами.
Для точной фиксации крышки относительно корпуса при сборке и в процессе обработки (при расточке отверстий под подшипники) установлены два
координирующих штифта 14 на возможно большем расстоянии друг от друга.
Для удобства обработки плоскость разъема расположена параллельно плоскости основания и проходит через оси валов. Разъемная конструкция корпуса редуктора обеспечивает хорошие условия сборки, так как каждый вал редуктора с
расположенными на нем подшипниками, зубчатыми колесами и другими деталями представляет собой самостоятельную сборочную единицу. Это позволяет
проводить сборку валов и их контроль независимо друг от друга и затем устанавливать в корпус редуктора.
Для соединения крышки и корпуса редуктора по всему контуру плоскости разъема выполняют специальные фланцы 15 и 16, бобышки 17 и приливы 18, 19.
Бобышки 17 располагают таким образом, чтобы болты 3 были максимально приближены к отверстию под подшипник, что значительно увеличивает
жесткость соединения. Однако минимальное расстояние между стенками близко расположенных отверстий (под болт и подшипник или отверстием для закладной крышки) должно составлять не менее 3... 5 мм. Болты, расположенные
между отверстиями под подшипники, располагают симметрично между этими
отверстиями.
Опорные поверхности болтов 3 обычно располагают на одном уровне,
что упрощает обработку этих поверхностей, а болты имеют одинаковую длину.
Поверхности стыка корпуса редуктора с крышкой с целью их плотного
прилегания шлифуют или шабрят. При сборке эти поверхности для лучшего
уплотнения смазывают специальным герметиком. Для того чтобы обеспечить
разъединение крышки и корпуса при разборке редуктора, во фланце крышки
78
Рисунок 3 – Двухступенчатый цилиндрический редуктор
79
предусматривают отверстие для отжимного болта 20.
Для удобства обработки наружные торцы приливов 18 и 19 всех подшипниковых гнезд, расположенных на одной стороне крышки или корпуса,
должны лежать в одной плоскости. При этом обрабатываемые поверхности
должны выступать над черновыми (необрабатываемыми) поверхностями на
3... 5 мм.
В верхней части крышки 2 предусмотрено отверстие для залива масла,
закрытое пробкой 21. Для слива масла в нижней части корпуса 1 редуктора
предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой 22. Для контроля
уровня масла служит контрольная пробка 23.
Масло, заливаемое в редуктор, уменьшает износ деталей, отводит тепло и
продукты износа от трущихся поверхностей, демпфирует динамические нагрузки, что в свою очередь снижает шум и вибрации. Масляная ванна является
общей для всего редуктора. При этом смазка зубчатых колес осуществляется
окунанием, подшипников – разбрызгиванием.
Ориентировочный объем масла обычно принимают из расчета 0,5... 0,8 л
на 1 кВт передаваемой мощности.
Для подъема и транспортировки собранного редуктора крышка 2 снабжена двумя проушинами 24, выполненными в виде ребер с отверстиями. Для
транспортировки корпуса 1 редуктора предусмотрена проушина 25 с отверстием, отлитая заодно с корпусом.
2.3 Конический редуктор
Конические передачи применяют, когда это необходимо, по условиям
компоновки машины. Конические передачи сложнее цилиндрических в изготовлении и монтаже. Из-за пересечения осей валов, одно из колес (шестерня)
располагается консольно, что отрицательно сказывается на распределении нагрузки по длине зуба.
При передаточном числе u до 6,3 применяют одноступенчатые конические редукторы, из которых наиболее распространенны редукторы с валами,
расположенными в горизонтальной плоскости (рисунок 1, е).
При необходимости получения больших передаточных чисел применяют
коническо-цилиндрические редукторы (рисунок 1, ж). Наиболее употребимый
диапазон передаточного числа двухступенчатых коническо-цилиндрических
редукторов u = 8… 15.
Конструкция одноступенчатого конического редуктора приведена на рисунке 4.
Корпус редуктора выполнен с горизонтальным разъемом, состоит из основания 1 и крышки 2, соединенных между собой стяжными болтами 3 и 4.
Вращательное движение от быстроходного вала 5 к тихоходному валу 6 осуществляется парой конических колес: шестерней 7 и колесом 8. Шестерня 7
изготовлена заодно с валом (вал-шестерня). Колесо 8 установлено на валу на
шпонке 10. Валы опираются на подшипники качения 11. Подшипники закрываются крышками 12. Для регулировки зазоров между крышками и подшипниками предусматриваются стальные кольца 13.
80
Рисунок 4 – Одноступенчатый конический редуктор
81
В крышках подшипников, через которые выходят валы, имеются манжетные уплотнения 14. Для осмотра передач и заливки масла в крышке корпуса
предусматривают смотровое отверстие, закрываемое крышкой 15, в которой
для редукторов с большим тепловыделением закрепляется отдушина 16. Для
контроля уровня масла в редукторе предусмотрен маслоуказатель 17. Для
подъема редуктора предусматривают рым – болты 18 (крюки, или отверстия,
отлитые вместе с основанием корпуса). В основании корпуса находится маслоспускное отверстие, закрываемое пробкой 19.
Смазка колес производится окунанием в масляную ванну.
3 Описание объекта исследования, приборов и инструментов
Объектами исследования являются двухступенчатый цилиндрический и
одноступенчатый конический редукторы.
Для выполнения разборки и сборки редукторов необходимо иметь следующие инструменты: отвертку ручную, штангенциркуль, кронциркуль, ключ
торцовый изогнутый, мел.
4 Методика выполнения исследований и обработка результатов
4.1 Работа с двухступенчатым цилиндрическим редуктором
4.1.1 Открутить и снять болты крепления крышки корпуса с основанием,
снять крышку корпуса. Осмотреть редуктор при снятой крышке.
4.1.2 Произвести измерения:
– отметив мелом по одному зубу на колесах, вращая их, подсчитать число
зубьев шестерней Z 1 , Z 3 и колес Z 2 , Z 4 для быстроходной и тихоходной
ступеней;
– определить направление линии зубьев цилиндрических зубчатых колес
(правое или левое) быстроходной и тихоходной ступеней на основании рисунка 2.
– измерить межосевое расстояние быстроходной α w1 и тихоходной α w2
ступеней, мм.
– измерить ширину шестерни b1 и колеса b2 быстроходной ступени и
шестерни b3 и колеса b4 тихоходной ступени (рисунок 5), мм.
– измерить длину зуба шестерни bw1 и колеса bw2 быстроходной ступени, длину зуба шестерни bw3 и колеса bw4 тихоходной ступени, мм.
– измерить диаметры шестерни и колеса быстроходной и тихоходной
ступеней (рисунок 5), мм:
окружностей вершин: d a1 , d a 2 , d a3 , d a 4 ,
окружностей впадин: d f1 , d f 2 , d f 3 , d f 4 .
4.1.3 Произвести расчеты:
82
– определить передаточное число каждой ступени и общее передаточное
число редуктора
uБ =
Z2
Z
, uT = 4 ,
Z1
Z3
(1)
u p = u Б ⋅ иТ ;
(2)
– ориентировочно определить угол наклона зубьев быстроходной и тихоходной ступеней β 1 , β 2 , град
cos β =
i
⎛ bi ⎞
⎟;
⎟
b
⎝ wi ⎠
bi
;
bwi
β i = arccos⎜⎜
(3)
– определить расчетную величину модуля быстроходной и тихоходной
ступеней т1, т2, мм
mi =
2a wi ⋅ cos β i
,
Z Si
(4)
где ZS – суммарное число зубьев шестерни и колеса быстроходной
(тихоходной) ступени.
Полученную величину mi согласуют со стандартным значением по
ГОСТ 9563-80
1-й ряд (предпочтительный): 1 1,25
1,5
2
3
5
6
8
2-й ряд: 1,125 1,375 1,75 2,25 3,5 4,5…5,5 7 9;
– уточнить угол наклона зубьев
⎛ 0,5 ⋅ Z s ⋅ mi ⎞
⎟;
i
β i = arccos ⎜⎜
⎟⎟
aω i
⎜
⎝
⎠
(5)
– рассчитать геометрические параметры шестерни и колеса быстроходной и тихоходной ступеней (рисунок 5), мм:
mi ⋅ Z i
,
cos β i
= d i + 2mi ,
делительный диаметр
di =
(6)
диаметр окружностей вершин
dai
(7)
диаметр окружностей впадин
d fi = d i − 2,5mi ;
(8)
83
Рисунок 5 – Цилиндрическое
колесо
Рисунок 6 – Коническое
колесо
– подсчитать коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния для быстроходной и тихоходной ступеней ψ bа , ψ bа
1
ψb
ai
=
bi
.
аwi
2
(9)
4.1.4 Собрать редуктор.
4.2 Работа с коническим редуктором
4.2.1 Гаечным ключом открутить болты, крепящие крышки подшипников. Снять крышки.
4.2.2 Открутить и снять болты крепления крышки корпуса с основанием,
снять крышку корпуса. Осмотреть редуктор при снятой крышке.
4.2.3 Вынуть тихоходный вал с колесом из редуктора, и вал-шестерню со
стаканом.
4.2.4 Произвести измерения:
– отметив мелом по одному зубу на колесах, вращая их, подсчитать число
зубьев шестерни Z 1 , и колеса Z 2 ;
– измерить внешние диаметры выступов шестерни d ае1 и колеса d ае2
(рисунок 6), мм;
– измерить внешние диаметры впадин шестерни d fе1 и колеса d fе2
(рисунок 6), мм;
– измерить ширину зубчатого венца колеса b2 (рисунок 6), мм;
– на внешнем торце колеса измерить высоту зуба he , мм.
4.2.5 Произвести расчеты:
– определить передаточное число редуктора;
84
и=
Z2
;
Z1
(10)
– вычислить углы делительных конусов шестерни δ 1 и колеса δ 2 , град
δ 1 = 90 0 − δ 2 ; δ 2 = arctg u ;
(11)
– определить внешнее конусное расстояние Re , мм из формулы
b = 0,285 ⋅ Re ,
(12)
Re =
отсюда
b
;
0,285
(13)
– определить внешний торцовый модуль передачи me , мм из формулы
Re =
отсюда
me
⋅
2
(Z1 )2 + (Z 2 )2 ,
me =
2 ⋅ Re
(Z1 )
2
+ (Z 2 )
2
(14)
.
(15)
Полученную величину me согласовывают с ближайшим стандартным
значением по ГОСТ 9563-80:
1,25
1,5
2.0
2,5
3.0
4.0
me = 1.0
– определить основные геометрические параметры шестерни и колеса, мм
(рисунок 6):
внешние делительные диаметры:
d e1 = me ⋅ Z1 ; d e 2 = me ⋅ Z 2 ,
(16)
внешние диаметры окружностей вершин:
d ae1 = d e1 + 2 ⋅ me ⋅ cos δ1 ; d ae2 = d e 2 + 2 ⋅ me ⋅ cos δ 2 ,
(17)
среднее конусное расстояние
Rm = Re − 0,5 ⋅ b ,
средние делительные диаметры:
(18)
85
(
)
(
)
d m1 = 1 − 0,5 ⋅ ψ bRe ⋅ d e1 ; d m 2 = 1 − 0,5 ⋅ ψ bRe ⋅ d e2 ,
(19)
высота зуба на внешнем торце
he = 2,2 ⋅ me .
(20)
4.2.6 Собрать редуктор.
5 Содержание отчета
5.1 Титульный лист.
5.2 Цель работы.
5.3 Кинематическая схема двухступенчатого цилиндрического и конического редукторов.
5.4 Результаты измерений и вычислений: таблицы А.1, А.2 (приложение А), таблицы В.1, В.2 (приложение В).
6 Вопросы для самоконтроля
1. Какие виды зубчатых передач различают и где они применяются?
2. Каково назначение цилиндрического и конического редуктора?
3. От чего зависит число ступеней редуктора?
4. Какие преимущества и недостатки имеют редукторы, выполненные по
развернутой схеме; с раздвоенной ступенью; соосные и другие?
5. Перечислите детали и узлы, из которых состоит редуктор. Каково их
назначение?
6. Для чего необходимо наличие зазора в подшипниках?
7. Чем вызвана необходимость регулирования зазора в подшипниках?
8. Опишите порядок разборки и сборки цилиндрического и конического
редукторов.
9. Дайте определение понятию «передаточное число зубчатой передачи».
10. Дайте определение понятию «передаточное число редуктора».
11. Как определяется передаточное число в отдельных передачах редуктора и редуктора в целом?
12. Как определяется делительный диаметр зубчатого колеса?
13. Как определяется диаметр выступов зубчатого колеса?
14. Как определяется диаметр впадин зубчатого колеса?
15. Дайте определение понятию «угол делительного конуса».
16. Как определяется угол делительного конуса?
86
Приложение А
(обязательное)
Таблица А.1 – Замеренные параметры 2- ступенчатого цилиндрического редуктора
Параметры
Число зубьев:
шестерни
колеса
Направление линии зубьев:
шестерни
колеса
Межосевое расстояние
Ширина зубчатого венца:
шестерни
колеса
Длина зуба:
шестерни
колеса
Диаметр выступов: шестерни
колеса
Диаметр впадин:
шестерни
колеса
Единица
измерения
шт.
мм
мм
мм
мм
мм
Быстроходная
ступень
обозна- значечение
ние
Z1
Z2
Тихоходная
ступень
обозна- значечение
ние
Z3
Z4
αw1
αw2
b1
b2
bw1
bw2
da1
da2
df1
df2
b3
b4
bw3
bw4
da3
da4
df3
df4
Таблица А.2 – Рассчитанные параметры 2- ступенчатого цилиндрического редуктора
Параметры
Межосевое расстояние
Передаточное число
Угол наклона зубьев
Модуль
Делительный диаметр: шестерни
колеса
Диаметр выступов:
шестерни
колеса
Диаметр впадин:
шестерни
колеса
Коэффициент ширины колеса по
межосевому расстоянию
Единица измерения
мм
град
мм
мм
Быстроходная
ступень
обозна- значечение
ние
αw1
Тихоходная
ступень
обозна- значечение
ние
αw2
иБ
β1
m1
иТ
β2
m2
d1
d2
da1
da2
df1
df2
d3
d4
da3
da4
df3
df4
ψ ва1
ψ ва 2
87
Приложение В
(обязательное)
Таблица В.1 – Замеренные параметры конического редуктора
Параметр
Число зубьев:
шестерни
колеса
Единица
измерения
шт.
Внешние диаметры выступов: шестерни
колеса
мм
Внешние диаметры впадин:
мм
шестерни
колеса
Обозначение
Значение
Z1
Z2
d ае1
d ае2
d fе1
d fe2
Ширина зубчатого венца колеса
мм
b2
Высота зуба на внешнем торце колеса
мм
he
Таблица В.2 – Рассчитанные параметры конического редуктора
Параметр
Единица
измерения
Обозначение
Внешний торцовый модуль
мм
и
δ1
δ2
Re
Rm
me
Внешний делительный диаметр: шестерни
колеса
мм
d e1
Внешний диаметр вершин:
шестерни
колеса
мм
Средний делительный диаметр: шестерни
колеса
мм
Высота зуба на внешнем торце колеса
мм
Передаточное число
Углы делительных конусов:
Конусное расстояние:
шестерни
колеса
град.
внешнее
среднее
мм
d e2
d ае1
d ае2
d m1
d m2
he
Значение
88
Лабораторная работа 8
ИЗУЧЕНИЕ КОНСТРУКЦИИ И РЕГУЛИРОВАНИЕ
ЧЕРВЯЧНЫХ РЕДУКТОРОВ
1 Цель работы
• Ознакомиться с классификацией, кинематическими схемами, конструкцией, узлами и деталями червячных редукторов.
• Выяснить назначение всех деталей редуктора.
• Определить параметры зацепления.
• Выяснить назначение регулировок узлов редуктора и произвести регулировку подшипников и зацепления при сборке редуктора.
2 Теоретические положения
2.1 Общие сведения
Червячная передача относится к передачам зацепления с перекрещивающимися осями валов. Угол перекрещивания обычно равен 900.
Преимущества червячной передачи: возможность получения больших
передаточных отношений в одной паре (до 1000); плавность и бесшумность работы, возможность самоторможения. Недостатки: низкий КПД (0,7… 0,92),
повышенный износ, склонность к заеданию, необходимость применения для изготовления колес дорогих антифрикционных материалов.
2.2 Материалы для изготовления червяка и червячного колеса
Для червяков силовых передач применяют углеродистые и легированные
стали марок: 45, 20Х, 40Х, 40Н и другие, закаленные до твердости 45… 55
НRC с последующей шлифовкой и полированием, что обеспечивает высокую
твердость рабочих поверхностей. В большинстве случаев червяк выполняют
как целое с валом.
В качестве материалов для изготовления венцов червячных колес используют оловянистые бронзы. При скоростях скольжения Vск = 5…30 м/с для
венцов червячных колес применяют бронзу Бр010Н1Ф1, Бр010Н1Ф1. При
Vск ≤ 6 м/с для зубчатых венцов применяют менее дорогие безоловянистые
бронзы БрА9ЖЗЛ, БрА10Ж4Н4 и другие. Для центра колеса применяют чугун
или углеродистую сталь.
2.3 Конструкция червячного редуктора
Основные кинематические схемы одноступенчатых червячных редукторов представлены на рисунке 1. На схемах быстроходный вал обозначен Б, тихоходный – Т.
89
Рисунок 1 – Кинематические схемы одноступенчатых червячных редукторов
При окружных скоростях червяка до 4… 5 м/с применяют редукторы с
нижним расположением червяка (рисунок 1, а). Смазывание червячной передачи проводится погружением червяка в масло.
При верхнем или вертикальном расположении червяка (рисунок 1, г)
смазывание зацепления обеспечивается погружением червячного колеса.
При окружных скоростях червяка более 5 м/с наблюдаются большие потери на перемешивание смазки, поэтому червяк располагают над колесом (рисунок 1, б).
Передачи с вертикальным расположением вала червячного колеса (рисунок 1, в) или червяка (рисунок 1, г) используют редко вследствие трудности
смазывания подшипников вертикальных валов.
Червячные редукторы предназначены для уменьшения угловой (окружной) скорости и увеличения вращающего момента на ведомом валу.
Характеризуются редукторы передаточным числом, вращающим моментом, частотой вращения ведущего или ведомого валов.
Конструкция червячного редуктора приведена на рисунке 2. Редуктор состоит из корпуса 1 и крышки 2, которые соединены болтами 3. Корпус и
крышку выполняют литыми из чугуна (или алюминиевых сплавов). Вращательное движение от быстроходного вала-червяка 4 к тихоходному валу 5
осуществляется червячным колесом 6, которое установлено на валу при помощи шлицев. Червяк выполнен заодно с валом. Валы установлены в корпусе
90
90
Рисунок 2 – Червячный редуктор
91
редуктора на конических роликоподшипниках 7 и 8.
Накладные крышки 9 и стаканы 10 крепятся к корпусу с помощью болтов 11 и 12. В крышках и стаканах установлены манжеты 13 и 14. К валу
червяка 4 винтом 15 крепится крыльчатка 16, которая служит для охлаждения редуктора. К корпусу редуктора крепится кожух крыльчатки 17. Кольцо
пружинное 18 фиксирует червячное колесо от осевого смещения. Смазка редуктора картерная. Уровень масла контролируется маслоуказателем 19 с отдушиной 20. Отверстие под маслоуказатель используется для заливки масла.
Слив масла производится через сливное отверстие, закрываемое пробкой 21. К
корпусу редуктора 1 крепятся съемные лапы 22. Набор прокладок 23 и 24.
Охлаждение редуктора с помощью крыльчатки. Улучшению теплоотвода
способствуют ребра 25, отлитые заодно с корпусом.
2.4 Регулирование подшипников и червячного зацепления
Наличие зазоров в подшипниках обеспечивает легкое вращение вала, а
отсутствие их увеличивает сопротивление вращению.
Регулирование радиально-упорных подшипников с коническими роликами состоит в том, чтобы получить оптимальный зазор между роликами и кольцами, при котором не наблюдается «болтанки» нагруженных колец подшипников (детали ударяются друг о друга, что может вызвать поломку подшипников).
Величина указанного зазора нормирована и называется осевой игрой, т.е. величина перемещения червяка в осевом направлении при плотно подтянутых
крышках подшипников.
Регулирование производится набором прокладок 23 и 24 (рисунок 2),
устанавливаемых под фланец крышек подшипников. Для этой цели применяют
набор тонких металлических прокладок (толщиной ∼ 0,1 мм). Удобно производить регулирование набором прокладок разной толщины.
Существует два способа установки подшипников качения при насадке их
на вал-червяк: враспор и с плавающей опорой.
Враспор подшипники червяка устанавливают при межосевом расстоянии
у червячной передачи до 160 мм, когда расстояние между опорами (подшипниками) будет относительно небольшим. При этом на каждую опору устанавливают по одному радиально-упорному подшипнику 7 (рисунок 2).
При работе редуктора червяк и другие детали нагреваются, удлиняются
(расширяются). Однако благодаря небольшой длине червяка, его удлинение
обычно получается меньше осевой игры в подшипниках. Поэтому заклинивание подшипников не происходит и червяк может свободно вращаться при установке подшипников враспор.
Осевая сила Fa (рисунок 2) на червяке изменяет направление на противоположное в зависимости от изменения направления вращения червяка. При
этом один подшипник воспринимает осевую силу Fa в одном направлении, а
другой – в противоположном. Сила Fa с червяка 4 передается последовательно на внутреннее кольцо подшипника, ролик (тело качения) и наружное
кольцо подшипника 7, а затем на крышку подшипника 9, болт 11 и окончательно воспринимается корпусом редуктора 1.
92
С плавающей опорой подшипники червяка устанавливают при межосевом
расстоянии червячной передачи больше 160 мм, когда расстояние между опорами и длина червяка имеют большие размеры. В этом случае в опоре 1 устанавливают два радиально-упорных подшипника (рисунок 3) враспор. При этом
осевую силу Fa подшипники воспринимают так же, как описано выше. Один
при действии силы Fa в одном направлении, другой – в противоположном.
Рисунок 3 – Установка червяка в опорах; опора 2 – плавающая
В опоре 2 устанавливают один радиальный подшипник, который крепится на червяке неподвижно (посадка с натягом), а в корпусе устанавливается с
зазором и может перемещаться в осевом направлении на величину удлинения
(укорочения) вала. Это перемещение - «плавание», которое предохраняет подшипники в опоре 1 от заклинивания.
Регулирование червячного зацепления состоит в том, чтобы установить
червячное колесо симметрично относительно вертикальной оси червяка. Это
достигают путем перемещения червячного колеса 6 с валом 5 (рисунок 2), в
осевом направлении за счет подбора и распределения тонких металлических
регулировочных прокладок 24.
На рисунке 4, а и 4, в показано неправильно отрегулированное червячное зацепление, что можно понять по различной толщине прокладок δ 1 и δ 2 ,
по смещенным пятнам контакта в червячном зацеплении и по смещению плоскости симметрии В – В червячного колеса относительно оси червяка. Червячное зацепление будет считаться правильно отрегулированным, если при прокручивании червяка с нанесенной на его витки гуашью, на рабочих поверхностях зубьев червячного колеса останутся пятна гуаши, симметричные относительно плоскости симметрии В – В (рисунок 4, б).
Следует отметить, что при неправильной регулировке червячного зацепления зубья червячного колеса будут изнашиваться неравномерно и в результате это приведет к значительному уменьшению срока службы червячного редуктора.
93
93
Рисунок 4 – Регулирование червячного зацепления
94
3 Описание объекта исследования, приборов и инструментов
Объектами исследования изучения являются червячные редукторы с горизонтальным расположением червяка сверху или снизу относительно червячного колеса.
В редукторах должна быть вырезана часть корпуса так, чтобы обеспечить
доступность нанесения гуаши на витки червяка и видимость пятен гуаши, оставшихся на зубьях червячного колеса после взаимодействия их с витками червяка.
Для выполнения разборки и сборки редукторов, необходимо иметь следующие инструменты и принадлежности: отвертку ручную, ключ торцовый
изогнутый, съемник специальный для съема с вала кольца пружинного, щуп
№4, микрометр МКО 25 мм, индикатор, гуашь, штангенциркуль, кронциркуль,
мел.
4 Порядок выполнения лабораторный работы
4.1 Разборка и сборка редуктора (рисунок 2).
Рукой или ключом гаечным выверните отдушину 20 маслоуказателем 19
и выньте их из корпуса редуктора.
При помощи отвертки открутите винты и снимите кожух 17 крыльчатки 16.
Отверткой ослабьте винт 15 (3… 5 оборотов), крепящий на червяке
крыльчатку 16, и снимите ее вместе с винтом.
Ключом торцовым изогнутым отверните болты 3, крепящие крышку
корпуса 2, и снимите ее. Если крышка находится внизу и является дном корпуса редуктора, то редуктор поверните на 1800. Один из студентов должен крепко
удерживать его в перевернутом положении, а другой – отвернуть болты и снять
крышку. После этого редуктор снова поставьте на лапы 22.
Специальным съемником снимите с вала 5 пружинное кольцо 18 и
выньте вал из ступицы червячного колеса 6.
Ключом торцовым изогнутым отверните болты 12, крепящие стаканы
10. С помощью отвертки, вставляя ее в зазоры между фланцами стаканов и
корпусом редуктора, выньте стаканы из корпуса редуктора. Внутренние кольца
подшипников 8 остаются на ступице червячного колеса.
Через проем в корпусе редуктора выньте червячное колесо. Если проем
находится внизу, то осторожно поднимайте редуктор вверх, при этом червячное
колесо выпадет из корпуса редуктора на стол. Соблюдайте осторожность при
выполнении этой операции. Поставьте редуктор лапами на стол.
Ключом торцовым изогнутым отверните болты 11, крепящие крышки
подшипников 9, выньте их и вал-червяк 4 с подшипниками 7 из корпуса редуктора. Подшипники с червяка не снимайте.
Редуктор разобран, лапы остались присоединенными к корпусу редуктора. Детали разложены в порядке отсоединения их. Это облегчит сборку редуктора.
95
Сборка редуктора выполняется в обратной последовательности.
4.2 Регулирование подшипников
Регулирование радиально-упорных подшипников, насаженных на червяк,
выполняют следующим образом (рисунок 2).
Установите крышки 9 подшипников червяка без прокладок 23 и закрепите их двумя болтами по диагонали. Можно прижать одну из крышек рукой.
При этом образуется зазор между корпусом редуктора и фланцем крышки, равный толщине комплекта прокладок 2δ . Измерьте этот зазор щупом.
Подсчитайте величину зазора по сумме лепестков щупа, вошедших в указанный выше зазор. Приплюсуйте к этому зазору величину осевой игры Δос ,
которая для подшипников с внутренним диаметром 20… 50 мм равна
Δ ос = 0,05... 0,1 мм. Наберите комплект регулировочных кольцевых прокладок
23 по толщине равной сумме 2δ + Δ ос . Толщину комплекта прокладок измеряйте микрометром.
Разделите набранный комплект прокладок примерно на две равные части,
установите их на крышки подшипников, поставьте крышки с прокладками в
гнезда подшипников и закрепите болтами 11 с корпусом редуктора.
Повращайте рукой червяк. Если он свободно вращается, то можно считать, что сборка выполнена правильно.
Определите, находится ли осевая игра в рекомендуемых пределах.
Измерьте величину осевой игры. Делается это так. Сместите рукой червяк
в осевом направлении в сторону, где он не выходит из редуктора. Возьмите
штатив с укрепленным на нем индикатором. Измерительный конец наконечника индикатора поставьте к выступающему торцу червяка. Поворотом шкалы
индикатора совместите стрелку с нулем. Сместите червяк (в обратном направлении) в сторону измерительного наконечника индикатора. По отклонению
стрелки определите осевую игру. При правильно отрегулированных подшипниках, она должна находиться в пределах Δ ос = 0,5… 0,1 мм.
Подшипники 8, установленные на валу червячного колеса, регулируют
так же.
4.3 Регулирование червячного зацепления
При сборке редуктора (рисунок 2), установите на каждый стакан 10 по
неравному количеству прокладок 24 (комплект их подобран при регулировке
подшипников и добавлять к нему или убирать из него прокладки нельзя), поставьте стаканы с прокладками в гнезда и соедините их болтами 12 с корпусом
редуктора.
Повращайте червяк и через вырез в корпусе редуктора установите, какой
боковой поверхностью витки червяка контактируют с зубьями червячного колеса. На эти поверхности двух-трех витков червяка кисточкой нанесите тонкий
слой гуаши.
Плавно вращайте червяк в том же направлении, какое было принято выше. Через вырез в корпусе редуктора наблюдайте за появлением на боковой поверхности зубьев червячного колеса пятен гуаши. Из-за неравномерного намазывания гуаши на витки червяка первые пятна могут быть искаженными, по-
96
этому следует учитывать пятна гуаши на втором – третьем зубе и далее. Они
должны быть такими как на рисунке 4 а, в.
Выньте стакан с прокладками, сотрите гуашь с витков червяка и зубьев
колеса.
Разделите комплект прокладок на две равные части, установите их на
стаканы, поставьте стаканы в гнезда корпуса редуктора и проделайте повторно
работу по регулировке червячного зацепления (см. выше). Если следы гуаши
будут симметричны относительно зуба червячного колеса (рисунок 4, б), то зацепление отрегулировано правильно.
Протрите витки червяка и зубья червячного колеса, соберите редуктор.
Если следы контакта будут смещены вправо или влево от середины зуба
(рисунок 4 а, в), то определите, с какой стороны надо переставить часть прокладок на другую сторону, чтобы отрегулировать зацепление.
4.4 Произвести измерения:
- определить число заходов червяка Z1 . Отметив мелом один зуб на червячном колесе, вращая его, посчитать число зубьев Z 2 ;
- измерить шаг червяка р, мм (рисунок 5);
- измерить диаметр вершин червяка d a1 , мм (рисунок 5);
- измерить длину нарезанной части червяка b1 ширину венца колеса b2 ,
мм.
4.5 Произвести расчеты:
- определить передаточное число редуктора
и=
Z2
;
Z1
Рисунок 5 – Геометрические параметры червяка и червячного колеса
(1)
97
- рассчитать модуль m , мм :
m=
p
π
,
(2)
полученную величину m согласовывают с ближайшим стандартным значением: m = 2; 2,5; 3,15; 4; 6,3; 8; 10; 12,5 мм;
- определить коэффициент диаметра червяка q из формулы:
d a1 = d1 + 2 ⋅ m = q ⋅ m + 2 ⋅ m,
(3)
где d 1 – делительный диаметр червяка, мм,
отсюда коэффициент диаметра червяка:
q=
d a1 − 2 ⋅ m
m
,
(4)
полученную величину q согласовывают с ближайшим стандартным значением: q = 8; 10; 12,5; 16; 20;
- межосевое расстояние а, мм:
а = 0,5 ⋅ (Z 2 + q ) ⋅ m ;
(5)
- рассчитать угол подъема винтовой линии червяка, град:
γ = arctg
Z1
;
q
(6)
- рассчитать геометрические параметры червяка и червячного колеса (рисунок 5), мм:
делительные диаметры:
d1 = q ⋅ m ; d 2 = m ⋅ Z 2 ,
(7)
диаметры окружностей вершин:
d a1 = d1 + 2 ⋅ m ; d a 2 = d 2 + 2 ⋅ m ,
(8)
диаметры окружностей впадин:
d f1 = d1 − 2,4 ⋅ m ; d f 2 = d 2 − 2,4 ⋅ m ;
(9)
98
- рассчитать наибольший диаметр колеса, мм:
6m
d am2 = d a2 +
.
Z1 + 2
(10)
5 Содержание и оформление отчета
5.1 Титульный лист.
5.2 Цель работы.
5.3 Кинематическая схема редуктора.
5.4 Отразить способ установки подшипников качения на вал-червяк –
(враспор, плавающая опора).
5.5 Результаты измерений и вычислений: таблицы А.1, А.2 (приложение А)
6 Вопросы для самоконтроля
1. Каково назначение червячной передачи?
2. Перечислите достоинства и недостатки червячной передачи.
3. Назовите материалы для изготовления червяка и червячного колеса.
4. Когда применяют редуктор с нижним расположением червяка, с верхним расположением червяка?
5. Чем вызвано редкое использование редуктора с вертикальным расположением вала червячного колеса или червяка?
6. Как осуществляется смазка редуктора с нижним расположением червяка; с верхним расположением червяка?
7. Перечислите детали и узлы, из которых состоит червячный редуктор.
8. Как осуществляется охлаждение редуктора?
9. Для чего необходимо наличие зазора в подшипниках?
10. Чем вызвана необходимость регулирования зазора в подшипниках?
11. Дайте определение понятия «болтанки».
12. Дайте определение понятия «осевой игры».
13. Как производится регулирование зазоров подшипников в редукторе?
14. Укажите способы установки подшипников качения на вал-червяк.
15. Чем вызвана необходимость установки подшипников качения враспор; с плавающей опорой?
16. В чем заключается регулирование червячного зацепления?
17. К чему ведет неправильно отрегулированное червячное зацепление?
18. Опишите порядок разборки и сборки червячного редуктора.
19. Дайте определение понятия «передаточное число».
20. Как определяется модуль червячной передачи?
21 Как определяется коэффициент диаметра червяка q ?
22. Как определяется угол подъема винтовой линии червяка γ ?
23. Как определяются основные геометрические параметры червяка и
червячного колеса?
99
Приложение А
(обязательное)
Таблица А.1 – Замеренные параметры червячного редуктора
Параметры
Число заходов червяка
Число зубьев червячного колеса
Шаг червяка
Диаметр окружности вершин
червяка
Длина нарезанной части червяка
Ширина венца колеса
Единица
измерения
шт.
шт.
Обозначение
мм
мм
p
d a1
мм
b1
мм
b2
Значение
Z1
Z2
Таблица А.2 – Рассчитанные параметры червячного редуктора
Параметры
Передаточное число редуктора
Модуль
Коэффициент диаметра червяка
Межосевое расстояние
Угол подъема винтовой линии червяка
Диаметры делительные
Диаметры вершин
Единица
измерения
Обозначение
u
мм
m
q
мм
град
a
γ
мм
d1
мм
d2
d a1
d a2
Диаметры впадин
мм
d f1
d f2
Наибольший диаметр колеса
мм
d am2
Значение
100
Лабораторная работа 9
ИССЛЕДОВАНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ
ЗУБЧАТОГО РЕДУКТОРА
1 Цель работы
• Аналитическое определение коэффициента полезного действия (КПД)
зубчатого редуктора.
• Экспериментальное определение КПД зубчатого редуктора.
• Сравнение и анализ полученных результатов.
2 Теоретические положения
Энергия, подводимая к механизму в виде работы АД движущих сил и
моментов за цикл установившегося режима, расходуется на совершение полезной работы AПС т.е. работы сил и моментов полезного сопротивления, а также
на совершение работы AТ , связанной с преодолением сил трения в кинематических парах и сил сопротивления среды: A Д = АПС + АТ . Значения AПС и AТ
подставляются в это и последующие уравнения по абсолютной величине. Механическим коэффициентом полезного действия называется отношение:
η=
АПС
.
АД
(1)
Таким образом, КПД показывает, какая доля механической энергии, подведенной к машине, полезно расходуется на совершение той работы, для которой машина создана, т.е. является важной характеристикой механизма машин.
Так как потери на трение неизбежны, то всегда η < 1 . В уравнении (1) вместо
работ AД и AПС , совершаемых за цикл, можно подставлять средние за цикл
значения соответствующих мощностей:
η=
РПС
.
РД
(2)
Редуктор - это зубчатый (в т.ч. червячный) механизм, предназначенный
для уменьшения угловой скорости выходного вала по отношению к входному.
101
ω2
Отношение угловой скорости на входе ω 1 к угловой скорости на выходе
называют передаточным отношением редуктора:
ω
п
и= 1 = 1 .
(3)
ω 2 п2
Для редуктора уравнение (2) принимает вид:
η=
T2 ⋅ ω 2
T1 ⋅ ω 1
=
T2
.
T1 ⋅ u 12
(4)
Здесь T2 и T1 – средние значения вращающих моментов на выходном
(момент сил сопротивления) и входном (момент движущих сил) валах редуктора.
Экспериментальное определение КПД основано на измерении значений
T 2 и T1 и расчете η по формуле (4).
При исследовании КПД редуктора факторами, т.е. параметрами системы, которые оказывают влияние на измеряемую величину и могут целенаправленно изменяться в процессе эксперимента, являются момент сопротивления
T2 на выходном валу и частота вращения входного вала редуктора n 1 .
Основным путем повышения КПД редукторов является уменьшение потерь мощности, как то: использование более современных систем смазки, исключающих потери на перемешивание и разбрызгивание масла; установка гидродинамических подшипников; проектирование редукторов с наиболее оптимальными параметрами передачи.
КПД всей установки определяется из выражения:
η уа = η p ⋅ η oэ ⋅ η м ⋅ η от ,
(5)
где η p – КПД зубчатого редуктора;
η oэ – КПД опор электродвигателя, η oэ = 0,99 ;
η м – КПД муфты, η м = 0,99 ;
η от – КПД опор тормоза, η от = 0,98 .
Общий КПД зубчатого многоступенчатого редуктора определяется по
формуле:
п
к
п
η р = η зац
⋅ η под
⋅ η см
,
(6)
где η зац – КПД зубчатого зацепления при среднем качестве изготовления
при периодической смазке, η зац = 0,95 – 0,96;
η под – КПД пары подшипников зависит от конструкции их, качества
102
сборки, способа нагружения и приближенно принимается η под = 0,995 (для пары подшипников качения) и η под = 0,99 (для пары подшипников скольжения);
η см – КПД, учитывающий потери на разбрызгивание и перемешивание
масла приближенно принимается η см = 0,96;
к – число пар подшипников;
п – число пар зубчатых колес.
3 Описание объекта исследования, приборов и инструментов
Данная лабораторная работа выполняется на установке ДП-3А, позволяющей экспериментально определить КПД зубчатого редуктора. Установка
ДП-3А (рисунок 1) смонтирована на литом металлическом основании 2 и состоит из узла электродвигателя 3 (источник механической энергии) с тахометром 5, нагрузочного устройства 11 (потребитель энергии), испытуемого редуктора 8 и упругих муфт 9.
Рисунок 1 – Принципиальная схема установки ДП-3А
Нагрузочное устройство 11 представляет собой магнитный порошковый
тормоз, имитирующий рабочую нагрузку редуктора. Статор нагрузочного устройства представляет собой электромагнит, в магнитный зазор которого помещен полый цилиндр с валиком (ротор нагрузочного устройства). Внутренняя
полость нагрузочного устройства заполнена массой, представляющей собой
смесь карбонильного порошка с минеральным маслом.
Два регулятора: потенциометры 15 и 18 позволяют регулировать частоту вращения вала электродвигателя и величину тормозного момента нагрузочного устройства соответственно. Частоту вращения контролируют с помощью тахометра 5.
103
Величины вращающих моментов на валах электродвигателя и тормоза
определяют посредством устройств, включающих в себя плоскую пружину 6 и
индикаторы часового типа 7, 12. Опоры 1 и 10 на подшипниках качения
обеспечивают возможность поворота статора и ротора (и у двигателя, и у тормоза) относительно основания.
Таким образом, при подаче электрического тока (включить тумблер 14,
загорается сигнальная лампа 16) в обмотку статора электродвигателя 3 ротор
получает момент вращения, а статор – реактивный момент, равный моменту
вращения и направленный в противоположную сторону. При этом статор под
действием реактивного момента отклоняется (балансирный электродвигатель)
от первоначального положения в зависимости от величины тормозного момента на ведомом валу редуктора Т 2 . Эти угловые перемещения корпуса статора
электродвигателя измеряют числом делений П1 , на которое отклоняется стрелка индикатора 7.
Соответственно при подаче электрического тока (включить тумблер 17)
в обмотку электромагнита магнитная смесь оказывает сопротивление вращению ротора, т.е. создает тормозной момент на выходном валу редуктора, регистрируемый аналогичным устройством (индикатор 12), показывающим величину деформации (число делений П 2 ).
Пружины измерительных приборов предварительно тарируют. Их деформации пропорциональны величинам вращающих моментов на валу электродвигателя Т1 и выходном валу редуктора Т 2 , т.е. величинам момента сил
движущих и момента сил сопротивления (тормозного).
Редуктор 8 состоит из шести одинаковых пар зубчатых колес, установленных на шарикоподшипниковых опорах в корпусе.
Кинематическая схема установки ДП 3А представлена на рисунке 2, а
основные параметры установки приведены в таблице 1.
Таблица 1 – Техническая характеристика установки
Наименование параметра
Буквенное
обозначение
величины
Значение
Количество пар прямозубых цилиндрических колес в
редукторе
Передаточное число редуктора
п
6
и
25
Модуль передачи, мм
т
1
Номинальный момент на валу электродвигателя, Н⋅ мм
T1
200
Тормозной момент на валу тормоза, Н⋅ мм
T2
n1
до 3000
Число оборотов вала электродвигателя, об/мин
1000
104
1 - электродвигатель; 2 – муфта; 3 – редуктор; 4 – тормоз.
Рисунок 2- Кинематическая схема установки ДП-3А
4 Методика проведения исследований и обработка результатов
4.1 Экспериментальное значение КПД зубчатого редуктора определяется
по формуле:
η=
Т2
2
2
Т1 ⋅ u ⋅ η М
⋅ η под
,
(7)
где T 2 – момент сил сопротивления (вращающий момент на валу тормоза), Н⋅ мм;
T 1 – момент сил движущих (вращающий момент на валу электродвигателя), Н⋅ мм;
u – передаточное число зубчатого редуктора;
η M – КПД упругой муфты; η M = 0,99;
η под – КПД подшипников опор, на которых установлены электродвигатель и тормоз; η под = 0,99.
4.2 Экспериментальные испытания предполагают измерение вращающего момента на валу электродвигателя при заданной скорости вращения. При
этом на выходном валу редуктора последовательно создают определенные тормозные моменты по соответствующим показаниям индикатора 12.
105
Во время включения электродвигателя тумблером 14 (рисунок 1) статор
электродвигателя поддерживать рукой для предотвращения удара по пружине.
Включить тормоз тумблером 17, после этого стрелки индикаторов устанавливаются на ноль.
При помощи потенциометра 15 установить на тахометре требуемое число оборотов вала двигателя, например – 200 (таблица 2).
Потенциометром 18 на выходном валу редуктора создаются тормозные
моменты T 2 , соответствующие показаниям индикатора 12.
Зафиксировать показания индикатора 7, чтобы определить вращающий
момент на валу электродвигателя T 1 .
После каждой серии измерений на одну скорость, потенциометры 15 и
18 выводятся в крайнее против часовой стрелки положение.
Таблица 2 – Рекомендуемая программа испытаний
Частота вращения n 1 вала
электродвигателя, об/мин
200, 350, 550, 700
850, 1000
Показания индикатора 12, П 2
120, 135, 150, 165, 180, 195
100, 105, 120, 135, 150, 160
4.3 Изменяя нагрузку на тормозе потенциометром 18 и на двигателе потенциометром 15 (см. рисунок 1) при неизменной скорости вращения двигателя записать пять показаний индикатора 7 и 12 ( П1 и П 2 ) в таблицу 3.
Таблица 3 – Результаты испытаний
Число обо- Показания Вращающий
мо- Показания
ротов вала индикатора мент на валу элек- индикатоэлектротродвигателя,
ра 12 П 2
7 П1
двигателя,
Т1 = П1 ⋅ К1 + 37 ,
п1 , об/мин
Н ⋅ мм
Вращающий КПД эксмомент
на перименвалу тормоза, тальный,
формула
Т 2 = П 2 ⋅ К 2 , (7)
Н ⋅ мм
4.4 Повторить пункты 4.2 и 4.3 при числе оборотов двигателя 200, 350,
550, 700, 850, 1000 об/мин.
4.5 Определить вращающие моменты на валах электродвигателя и тормоза:
Т1 = П1 ⋅ К1 + 37 , Н⋅ мм,
Т 2 = П 2 ⋅ К 2 , Н⋅ мм,
106
где К1 и К 2 – коэффициенты пропорциональности (тарировочные):
К1 = 2,64 Н⋅ мм/дел; К 2 = 25,6 Н⋅ мм/дел;
П1 и П 2 – показания индикаторов 7 и 12 соответственно.
4.6 Определить по формуле (7) экспериментальный коэффициент полезного действия зубчатого редуктора.
4.7 Определить по формуле (6) экспериментальный коэффициент полезного действия зубчатого редуктора.
4.8 Построить графики зависимости η = f (T2 ) для различных частот
вращения вала электродвигателя.
5 Содержание и оформление отчета
5.1
5.2
5.3
5.4
5.5
Титульный лист.
Цель работы.
Кинематическая схема установки.
Результаты испытаний: таблица 3; графики зависимости η = f (T2 ) .
Выводы по лабораторной работе.
6 Вопросы для самоконтроля
1. Какова цель данной лабораторной работы?
2. Дайте определение понятия «механический коэффициент полезного
действия».
3. Чем вызвано определение понятия КПД?
4. Каково назначение редуктора?
5. От каких параметров зависит КПД установки и редуктора?
6. Расскажите об устройстве лабораторной установки ДП-3А.
7. Каков принцип работы установки ДП-3А?
8. Как производится нагружение зубчатого редуктора?
9. Принцип работы нагрузочного устройства установки ДП-3А.
10. Как определяется общий КПД зубчатой передачи расчетным путем?
11. Как определяется КПД редуктора экспериментально?
12. Нарисовать схему зубчатого шестиступенчатого редуктора.
13. Что такое балансирный электродвигатель?
14. Порядок проведения испытаний на установке ДП-3А.
15. Назовите пути повышения КПД редуктора.
107
Лабораторная работа 10
ИССЛЕДОВАНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ
ПЛАНЕТАРНОГО РЕДУКТОРА
1 Цель работы
• Аналитическое определение коэффициента полезного действия (КПД)
зубчатого планетарного редуктора.
• Экспериментальное определение КПД зубчатого планетарного редуктора.
• Сравнение и анализ полученных результатов.
2 Теоретические положения
Основные положения, определяющие преобразование энергии в механизмах, изложены в работе по исследованию КПД зубчатого редуктора (лабораторная работа 8).
КПД зубчатой планетарной передачи определяется:
η = [1 − (ψ 3 + ψ П + ψ Г )] т ⋅ 100% ,
где
⎛ 1
(1)
1 ⎞
⎟⎟ – коэффициент потерь в зацеплении;
ψ 3 = 2,3 ⋅ f ⋅ ⎜⎜ +
⎝ Z1 Z 2 ⎠
f – коэффициент трения в зацеплении, f = 0,06 – 0,1;
Z1 – число зубьев шестерни;
Z 2 – число зубьев колеса;
ψ П – коэффициент потерь в подшипниках;
ψ Г – коэффициент гидравлических потерь; (ψ П + ψ Г ) = 0,015 − 0,03 ;
т – число зацеплений в передаче.
КПД планетарной передачи также можно определить по формуле:
η =1−
(
)
и −1
т
⋅ 1 − η зац
,
и
(2)
где и – передаточное число редуктора;
η зац – КПД зубчатого зацепления; η зац = 0,95... 0,96 .
Потери в подшипниках ψ П у планетарной передачи меньше, чем у зубчатой цилиндрической из-за симметрично приложенной нагрузки. Однако гид-
108
равлические потери ψ Г могут превосходить аналогичные у зубчатой передачи, т.к. вращающиеся сателлиты входят в масляную ванну с ударом и интенсивно перемешивают смазку.
3 Описание объекта исследования, приборов и инструментов
Данная лабораторная работа выполняется на установке ДП-5К, служащей
для экспериментального определения КПД зубчатого планетарного редуктора.
Основные параметры установки приведены в таблице 1.
Таблица 1 – Техническая характеристика установки
Наименование параметра
Число зубьев больших колес
Число зубьев малых колес
Передаточное число редуктора
Модуль передачи, мм
Номинальный момент на ведущем валу, Н⋅ мм
Тормозной момент на ведомом валу, Н⋅ мм
Число оборотов вала электродвигателя, об/мин
Буквенное
обозначение
величины
Значение
Z2, Z4
Z1 , Z 3
u
m
T1
T2
nдв
87
17
25,2
0,8
200
до 5000
1000
Установка ДП-5К (рисунок 1) по своей конструкции аналогична установке по исследованию КПД зубчатой передачи.
Рисунок 1 – Принципиальная схема установки ДП-5К
109
Испытуемый редуктор 8 состоит из шести цилиндрических колес. Ведущее центральное колесо (Z 1 = 17 ) вращается вокруг своей оси, а центральное колесо (Z 2 = 87 ) закреплено с корпусом редуктора (рисунок 2). Водило
H с двумя парами колес Z 2( 4) = 87, Z1(3) = 17 находится в зацеплении с центральными колесами, а вал водила (выходной вал редуктора) соединен через
эластичную муфту 9 с нагрузочным устройством 11.
Кинематическая схема установки ДП – 5К представлена на рисунке 2.
Валы всех зубчатых колес редуктора смонтированы на шарикоподшипниках.
1
2
3
Z2
2
4
Z3
Z4
Z1
Z2
Z3
Н
1 – электродвигатель; 2 – муфта; 3- редуктор; 4 – тормоз.
Рисунок 2- Кинематическая схема установки ДП-5К
При включении электродвигателя создается реактивный момент, который поворачивает статор (балансирный электродвигатель), надавливающий
рычагом на пружину, деформация которой регистрируется индикатором 7
(см. рисунок 1). Вращение ротора электродвигателя передается через упругую
муфту на входной вал редуктора и далее к нагрузочному устройству, которое
имитирует сопротивление рабочей машины. Статор тормоза, под действием
магнитных сил поворачивается вокруг своей оси и надавливает рычагом на
пружину. Деформация пружины передается на шток индикатора 12, а отклонение стрелки индикатора показывает величину деформации пружины, соответствующую определенному тормозному моменту.
Пружины измерительных устройств предварительно тарируют. Для этого
рычаги тарировочных приспособлений закрепляют на тормозе или электродвигателе, груз устанавливают на рычаге на нулевую отметку, а стрелку индикатора на ноль. Передвигая груз по рычагу, фиксируют отклонение стрелки. Цена
деления индикатора будет соответствовать моменту, равному произведению
веса груза на величину его перемещения, поделенному на число делений, на которое отклонилась стрелка.
110
4 Методика проведения исследований и обработка результатов
4.1 Экспериментальное значение КПД планетарного редуктора определяется по формуле:
η=
Т2
2
2
Т1 ⋅ u ⋅ η М
⋅ η под
,
(3)
где Т 2 – момент сил сопротивления (вращающий момент на валу тормоза), Н⋅ мм;
Т1 – момент сил движущих (вращающий момент на валу электродвигателя), Н⋅ мм;
u – передаточное число планетарного редуктора;
η М – КПД упругой муфты, η М = 0,99 ;
η под – КПД пары подшипников, на которых установлены статоры электродвигателя и тормоза; η под = 0,99.
4.2 Во время включения электродвигателя тумблером 14 (см. рисунок 1)
статор электродвигателя необходимо придерживать рукой. Включить тормоз тумблером 17, после этого стрелки индикаторов устанавливаются на ноль.
При помощи потенциометра 18 установить на тахометре число оборотов. Затем, изменяя нагрузку, установить по стрелке индикатора 12 заданный тормозной момент. Рукояткой потенциометра 15 добиваются постоянной скорости вращения. По показаниям индикатора 7 в соответствии с тарировочным
коэффициентом определяют момент на валу электродвигателя. Программа
испытаний (таблица 2) предполагает регистрацию показаний индикатора 7
при различных тормозных моментах (выставляемых по показаниям индикатора
12) и при постоянной скорости. Показания записывают в таблицу 3.
4.3 На следующем этапе испытаний следует повторить пункт 4.2;при
частотах вращения вала электродвигателя: 200, 350, 550, 700, 850, 1000 об/мин.
Таблица 2 – Рекомендуемая программа испытаний
Частота вращения вала n1
электродвигателя, об/мин
200, 350, 550, 700
850, 1000
Показания индикатора 12, П 2
120, 135, 150, 165, 180, 195
100, 105, 120, 135, 150, 160
4.4 Определить вращающие моменты на валах электродвигателя и тормоза по выражениям:
Т1 = П1 ⋅ К1 , Н⋅ мм;
Т 2 = П 2 ⋅ К 2 , Н⋅ мм,
где К1 и К 2 – коэффициенты пропорциональности (тарировочные):
111
К1 = 6,4 Н⋅ мм/дел;
К 2 = 36 Н⋅ мм/дел;
П1 и П 2 – показания индикаторов 7 и 12 соответственно.
4.5 Определить по формуле (3) экспериментальный коэффициент полезного действия зубчатого планетарного редуктора.
4.6 Определить по формуле (1) расчетный коэффициент полезного действия зубчатого планетарного редуктора.
Таблица 3 – Результаты испытаний
Число оборотов вала
электродвигателя,
n1 , об/мин
Показания индикатора
7 П1
Вращающий момент Показана валу электродви- ния индикатора
гателя,
12 П 2
Т1 = П1 ⋅ К1 + 37,
Н ⋅ мм
Вращающий
момент на
валу тормоза,
КПД экспериментальный,
формула
Т 2 = П 2 ⋅ К 2 , (3)
Н ⋅ мм
4.7 Построить график зависимости η = f (T2 ), η = f (n ) . Отметить характер влияния момента сил сопротивления и частоты вращения вала электродвигателя на величину КПД.
5 Содержание и оформление отчета
5.1
5.2
5.3
5.4
η=
5.5
Титульный лист.
Цель работы.
Кинематическая схема установки.
Результаты испытаний: таблица
f (T2 ), η = f (n ) .
Выводы по лабораторной работе.
3;
графики
зависимости
6 Вопросы для самоконтроля
1. Расскажите об устройстве и принципе действия установки ДП – 5К.
2. Как определить теоретическое значение КПД?
3. В чем отличие планетарного редуктора от цилиндрического?
4. Объясните принцип измерения вращающих моментов.
5. Поясните принцип работы нагрузочного устройства.
6. От чего зависит КПД редуктора?
7. Как определить передаточное отношение планетарного редуктора?
8. Как определить КПД редуктора опытным путем?
9. Нарисуйте кинематическую схему установки.
10. Воспроизведите порядок проведения лабораторной работы.
11. Каково назначение нагрузочного устройства?
112
Лабораторная работа 11
ИССЛЕДОВАНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ
ЧЕРВЯЧНОГО РЕДУКТОРА
1 Цель работы
• Аналитическое определение коэффициента полезного действия (КПД)
червячного редуктора.
• Экспериментальное определение КПД червячного редуктора.
• Сравнение и анализ полученных результатов.
2 Теоретические положения
Основные положения, определяющие преобразование энергии в механизмах, изложены в работе по исследованию КПД зубчатого редуктора (лабораторная работа 8).
КПД червячного редуктора определяют по формуле:
η Т = (0,96... 0,99) ⋅ (1 − 0,2 ⋅ f )
tgγ
,
tgγ + ϕ
(1)
где γ – угол подъема витка по делительному цилиндру червяка,
γ = 11019′ (из технической характеристики);
(0,96… 0,99) – меньшее значение коэффициента принимается для передачи на подшипниках скольжения, большее значение – для передачи в подшипниках качения;
f – коэффициент трения в червячной передаче (в зависимости сочетания
материалов, сталь – бронза f = 0,02… 0,15);
ϕ = arctg f – угол трения.
(1 – 0,2· f ) – коэффициент, учитывающий потери при скольжении зубьев
червячного колеса по виткам червяка.
3 Описание объекта исследования, приборов и инструментов
Данная лабораторная работа выполняется на установке ТММ-39К, служащей для экспериментального определения КПД червячного редуктора. Техническая характеристика установки приведена в таблице 1.
113
Таблица 1 – Технические параметры установки ТММ-39К
Наименование параметра
Передаточное число редуктора
Число заходов червяка
Число зубьев червячного колеса
Модуль передачи, мм
Угол подъема винтовой линии
Коэффициент диаметра червяка
Число оборотов вала электродвигателя, об/мин
Номинальный момент на ведущем валу, Н⋅ мм
Тормозной момент на выходе редуктора, Н⋅ мм
Буквенное
обозначение
величины
Значение
и
Z1
Z2
m
28
3
84
2
0
11 19′
16
1360
200
до 3000
γ
q
n1
T1
T2
Все узлы установки ТММ-39К (рисунок 1) смонтированы на литом основании 1, а элементы электросхемы внутри основания.
Рисунок 1 – Принципиальная схема установки ТММ-39К
Электродвигатель 2 имеет статор, установленный на шарикоподшипниковых опорах в кронштейнах 3, 4 таким образом, что может вращаться вокруг
общей оси с ротором (балансирный электродвигатель). На статоре закреплена
призма 5, которая при вращении электродвигателя упирается в плоскую пружину 6, укрепленную на основании установки и ограничивающую вращение
статора. Червячный редуктор 7 включает в себя трехзаходный червяк и червячное колесо, которые смонтированы на шарикоподшипниковых опорах в чугунном корпусе.
Выходной конец вала червяка соединен через муфту 8 с валом электродвигателя.
114
На валу червячного колеса закреплен шкив 9 тормозного устройства, которое служит для создания момента на выходном валу редуктора и имитирует
рабочую нагрузку. Устройство состоит из тормозного шкива 9 и двух скоб 10
с тормозными колодками 11, охватывающими шкив.
Изменение усилия колодок осуществляется вращением рукоятки 12 при
этом цилиндрическая пружина, размещенная в стакане 13, меняет свою длину
и этим самым изменяет усилие прижима тормозных колодок к шкиву.
Нижняя скоба нагрузочного устройства при вращении червячного колеса
упирается в плоскую пружину 15, укрепленную на кронштейне 14 и ограничивающую вращение скоб.
При максимальной нагрузке прибор не включать!
Нагрузочный момент рекомендуется создавать плавно. При нагруженном
тормозе рекомендуется работать не более 10 минут.
Измерительные устройства состоят из плоских пружин 6, 15, закрепленных на кронштейнах 3, 14 и индикаторов часового типа 16, 17, упирающихся
своими стержнями в пружины. Прогибы пружин этих индикаторов соответствуют величинам моментов на валу червяка и червячного колеса, т.е. величинам
момента сил движущих и момента сил сопротивления (тормозного).
Число оборотов двигателя может быть измерено по тахометру, подключаемому к свободному концу вала червяка.
Пуск электродвигателя производится поворотом ручки выключателя 18.
Остановка электродвигателя производится поворотом ручки выключателя
в обратную сторону.
При первичном запуске установки требуется: снять полностью тормозной
момент для предупреждения вращения тормоза в обратную сторону. Ручку
тормоза рекомендуется придерживать рукой. Во избежание удара по плоской
пружине 6, нужно установить подкладку под корпус электродвигателя (после
пуска ее убирают).
При пуске электродвигателя 2, вращение ротора передается через редуктор 7 шкиву 9. Между шкивом и тормозными колодами 11 возникают силы
трения, создающие момент сил сопротивления или тормозной момент.
1- электродвигатель; 2 – муфта; 3 – редуктор; 4 – тормоз.
Рисунок 2- Кинематическая схема установки ТММ-39К
115
Этот момент поворачивает тормозное устройство, которое действует на
пружину 15 и изгибает ее. Тормозной момент определяется по показаниям индикатора 16.
В то же время реактивный момент, возникающий при пуске электродвигателя 2, стремится повернуть статор в направлении, обратном направлению
вращения ротора. Призма 5, закрепленная на статоре действует на пружину 6
и изгибает ее. Реактивный момент двигателя, равный моменту движущих сил,
определяют по показаниям индикатора 17.
Кинематическая схема установки ТММ – 39К представлена на рисунке 2.
4 Методика проведения исследований и обработки результатов
4.1 КПД червячного редуктора определяется как отношение момента на
валу нагрузочного устройства к моменту на валу электродвигателя, при условии, что передаточное число редуктора величина постоянная.
η=
Т2
,
Т1 ⋅ u ⋅ η П ⋅ η М
(2)
где T2 – момент сил сопротивления (вращающий момент на валу тормоза), Н⋅ мм;
η М – момент сил движущих (вращающий момент на валу электродвигателя), Н⋅ мм;
u – передаточное число червячного редуктора;
η П – КПД подшипниковых опор, на которых установлен электродвигатель (η П = 0,99);
η М – КПД упругой муфты (η М = 0,99).
Испытания для определения моментов сил движущих и сил сопротивления выполняют в следующей последовательности. Результаты испытаний вносят в таблицу 2.
Таблица 2 – Результаты испытаний
Показания
индикатора
17 П1
Вращающий Показания
момент на индикатора
валу элек- 16 П 2 ⋅
тродвигателя,
Т 1 = П1 ⋅ К 1 ,
Вращающий
момент на
валу тормоза,
Т 2 = П2 ⋅ К2 ,
Н⋅ мм
КПД
КПД
эксперирасчетный,
ментальный формула (1)
формула (2)
Н· мм
4.2 Установку пакетным выключателем подключают к сети и без нагрузки прогревают.
116
4.3 После каждого измерения индикаторы устанавливают на нуль.
4.4 Вращением маховика 12 сближают скобы 10 и создают тормозной
момент на валу червячного колеса. Показания индикатора 15 не должно быть
более 90 ⋅ 10-2 мм. Снимают отсчеты по индикаторам 17 ( П1 ) и 16 ( П 2 ).
4.5 Увеличивая прижим тормозных колодок 11 к шкиву 9 , последовательно создают ряд тормозных моментов, для каждого из которых снимают отсчеты обоих индикаторов ( П1 и П 2 )
4.6 Определить вращающие моменты на валах электродвигателя и тормоза:
Т1 = К1 ⋅ П1 ,
Т 2 = К 2 ⋅ П2 ,
где К1 и К 2 – коэффициенты пропорциональности (тарировочные):
К1 = 175,2 Н⋅ мм/дел , К 2 = 270,8 Н⋅ мм/дел .
4.7 Определить по формуле (2) экспериментальный коэффициент полезного действия червячного редуктора.
4.8 Определить по формуле (1) расчетный коэффициент полезного действия червячного редуктора.
4.9 Построить график зависимости η = f (T2 ) .
5 Содержание и оформление отчета
5.1
5.2
5.3
5.4
5.5
Титульный лист.
Цель работы.
Кинематическая схема установки.
Результаты испытаний: таблица 3; графики зависимости η = f (T2 ) .
Выводы по лабораторной работе.
6 Вопросы для самоконтроля
1. Какова цель работы?
2. Опишите устройство лабораторной установки ТММ-39К.
3. Принцип работы установки ТММ-39К.
4. Как производится нагружение червячного редуктора?
5. Каков принцип измерения вращающих моментов на установке?
6. Как определяется КПД в червячной передаче расчетным путем?
7. Как определяется КПД редуктора опытным путем?
8. Нарисуйте кинематическую схему установки.
9. Порядок проведения испытаний на установке ТММ-39К.
10. От чего зависит КПД редуктора?
11. Методы повышения КПД.
12. Как определить передаточное отношение редуктора?
117
Лабораторная работа 12
ИЗУЧЕНИЕ КОНСТРУКЦИИ ВАЛОВ
1 Цель работы
• Ознакомиться с основными типами валов.
• Освоить навыки выполнения эскиза вала с образца, ознакомиться с
правилами выполнения рабочих чертежей валов в соответствии с нормативами и требованиями ЕСКД.
• Освоить навыки пользования нормативными таблицами для определения размеров основных конструктивных элементов вала.
• Ознакомиться с системой допусков и посадок, шероховатостью поверхностей, обозначением их на чертеже.
2 Теоретические положения
2.1 Общие сведения
На валах и осях размещают вращающиеся детали: зубчатые колеса, шкивы, барабаны и т.п.
Вал – деталь, предназначенная для поддержания вращающихся вместе с
ним деталей (шкивов, зубчатых колес и т.п.) и для передачи вращающего момента.
При работе вал испытывает изгиб и кручение, а в отдельных случаях растяжение и сжатие.
Ось – деталь, предназначенная только для поддержания вращающихся
вместе с ней деталей.
В отличие от вала ось не передает вращающего момента и работает только на изгиб. В машинах оси могут быть неподвижными или же могут вращаться
с насаженными на них деталями (подвижные оси).
2.2 Классификация валов и осей
Оси представляют собой прямые стержни, а валы различают прямые (рисунок 1, а); коленчатые (рисунок 1, б); кривошипные (рисунок 1, в) и гибкие
(рисунок 1, г).
Кривошипные и коленчатые валы используют для преобразования возвратно-поступательного движения во вращательное (поршневые двигатели) или
наоборот (компрессоры). Гибкие валы передают вращение между узлами машин, меняющими свое положение в работе (зубоврачебные машины).
По конструктивным признакам валы и оси делят на гладкие (рисунок 2) и
ступенчатые (рисунок 1, а).
118
б)
а)
в)
г)
Рисунок 1 – Валы
Наиболее распространены ступенчатые валы, т.к. их форма удобна для
установки на них деталей, а также монтажа деталей при посадках с натягом.
По типу сечения валы и оси бывают: сплошные (рисунок 2, а) и полые
(рисунок 2, б). Полыми валы изготовляют для уменьшения веса или когда через валы пропускают другую деталь, подводят масло и пр.
а)
б)
Рисунок 2 – Типы сечения валов
Выходные концы валов выполняют коническими или цилиндрическими
(рисунок 1, а).
Преимущественное распространение приобретает коническая форма концевого участка вала, обеспечивающая точное и надежное соединение, возможность легкого монтажа и снятия устанавливаемых деталей.
2.3 Конструктивные элементы валов
Конструкция валов определяется деталями, которые на них размещаются
и расположением опор.
При конструировании валов и осей принимают во внимание технологию
сборки и разборки, механическую обработку, расход материала и пр.
В конструкции ступенчатого вала условно выделяют следующие элементы: концевые участки; участки перехода от одной ступени к другой; места посадки подшипников, уплотнений и деталей, передающих момент вращения.
Каждый элемент имеет свое название (рисунок 3).
Цапфа (Ц) – участок вала (оси), которым он опирается на подшипник.
Шипом называется цапфа, расположенная на конце вала (оси) и предназначенная для восприятия, в основном, радиальной нагрузки.
119
Пятой называется цапфа, расположенная на конце вала (оси) и предназначенная для восприятия, в основном, осевой нагрузки.
Шейкой называется промежуточная цапфа, расположенная в средней части вала (оси).
Заплечик (З) – переходная торцевая поверхность от одного сечения вала
(оси) к другому, предназначенная для упора деталей, установленных на валу
или оси.
Рисунок 3 – Элементы валов
Буртик (Б) – кольцевые утолщения вала (оси), составляющее одно целое
с валом (осью).
Канавка (К) – углубление на поверхности меньшего диаметра между соседними ступенями валов: предназначена для плотного прилегания насаживаемой детали к заплечику (буртику), выхода шлифовального круга, при обработке
поверхности меньшего диаметра, выхода резьбонарезного инструмента. Эти
канавки повышают концентрацию напряжений.
Галтель (Г) – криволинейная поверхность плавного перехода от меньшего сечения вала (оси), к плоской части заплечика или буртика.
Фаска (Ф) – скошенная часть боковой поверхности вала (оси) у торца вала (оси), заплечика, буртика. Служит для облегчения сборки и предотвращения
травмирования рук.
Радиусы закруглений галтелей, размеры фасок принимают по ГОСТ
12080-66 в зависимости от диаметра вала.
Шпоночный паз (Ш) – углубление в валах для установки шпонок. Выполняют на участках крепления деталей, передающих вращающий момент.
Размеры шпоночных пазов принимают по ГОСТ 23360-78.
120
Благодаря массовому применению валов и осей в механизмах, для них
выработаны нормативы на выполнение различных конструктивных элементов.
2.4 Материалы валов и осей
Материалы должны быть прочными, хорошо механически обрабатываться. Валы и оси изготовляют преимущественно из углеродистых и легированных
сталей. Для валов и осей без термообработки применяют: стали 35, 40, 45, Ст.
3, Ст. 4, Ст. 5. Оси и валы, к которым предъявляют повышенные требования,
выполняют из среднеуглеродистых или легированных сталей 45, 40Х и других.
Тяжелонагруженные валы сложной формы изготовляют из модифицированного или высокопрочного чугуна.
2.5 Размеры, предельные отклонения, допуски и посадки
Геометрические параметры валов количественно оцениваются размерами.
Размер – числовое значение линейной величины (диаметра, длины и т.д.)
в выбранных единицах измерения. На чертежах деталей проставляют номинальные размеры в миллиметрах.
Номинальным размером называют размер изделия, полученный по расчету или выбранный по конструктивным соображениям. Изготовленные изделия
всегда имеют некоторые отклонения от номинальных размеров.
Действительные размеры получают путем измерения готовой детали.
Точность детали по геометрическим параметрам задается через точность геометрических размеров – в виде отклонений.
Верхнее предельное отклонение – алгебраическая разность между наибольшим допустимым предельным и номинальным размерами.
Нижнее предельное отклонение – алгебраическая разность между наименьшим допустимым предельным и номинальным размерами.
Допуск – разность между наибольшим и наименьшим предельными размерами.
Поле допуска – зона, ограниченная верхним и нижним отклонениями, определяется числовым значением допуска.
К различным соединениям предъявляют неодинаковые требования в отношении точности изготовления. Поэтому система допуска содержит 19 квалитетов: 01; 0, 1, 2, 3,… 17, расположенных в порядке убывания точности.
Квалитет – совокупность допусков с одинаковой относительной точностью для всех номинальных размеров диапазона. Допуски в квалитетах 01… 4
предназначены для измерительных инструментов, квалитеты 5… 13 дают допуски для сопрягаемых размеров деталей, квалитеты 14… 17 для несопрягаемых размеров.
На посадочные места вала, т.е. на поверхности вала, сопряженные с другими деталями (подшипниками, муфтами, зубчатыми колесами и др.), задают
поля допусков в соответствии с посадками, показанными на сборочных чертежах (рисунок 4).
Характер соединения деталей называют посадкой. Характеризует посадку разность размеров деталей вала и отверстия до сборки.
121
Посадки могут быть с зазором, с натягом и переходные – когда возможно
получение как зазора, так и натяга.
Зазор – разность размеров отверстия и вала, если размер отверстия больше размера вала.
Натяг – разность размеров вала и отверстия до сборки, если размер вала
больше размера отверстия.
Разнообразные посадки удобно получать, изменяя положение поля допуска или вала, или отверстия, оставляя для всех посадок поле допуска одной
из деталей неизменным. Деталь, у которой поле допуска остается без изменения
и не зависит от вида посадки, называют основной деталью системы. Если этой
деталью является отверстие, то соединение выполнено в системе отверстия, если основной деталью является вал – в системе вала.
Рисунок 4 – Вал в сборе
Основные отклонения обозначают буквами латинского алфавита: для отверстия прописными А, В, С и т.д.; для валов – строчными а, b, с и т.д.
Преимущественно назначают посадки в системе отверстия с отклонением Н.
Для посадок с зазором рекомендуют принимать валы с отклонением – f,
g, h; для переходных посадок – js , k, m, n; для посадок с натягом – p, r, s.
Для соединения валов: с зубчатыми колесами рекомендуют принимать
отклонения – р6, r7; с муфтами – n7, r6, k6; со шкивами и звездочками – js6,
h7; с внутренними кольцами подшипников качения – k6; с манжетами – h8.
Н7
Пример обозначения посадок: ∅ 50
– соединение двух деталей с ноr6
минальным диаметром 50 мм, обработанных по полям допусков Н7 отверстие
122
и r6 вал в системе отверстия. Цифры означают номер квалитета. Посадка в
F7
системе вала будет иметь обозначение ∅35
.
h6
2.6 Шероховатость поверхности
Точность деталей по геометрическим параметрам характеризуется не
только отклонениями размеров, но и отклонениями поверхностей. Действительные поверхности отличаются от номинальных наличием неровностей с малыми шагами, образующимися при обработке деталей. Шероховатость поверхности – совокупность микронеровностей обработанной поверхности, образующих ее рельеф на определенном участке. Требования к шероховатости поверхности должны быть обоснованными и устанавливаться исходя из функционального назначения поверхности.
ГОСТ 2789-73 устанавливает следующие параметры шероховатости поверхности:
Ra – среднее арифметическое отклонение профиля, мкм (основной из высотных параметров шероховатости; назначают на все обработанные поверхности);
R z – высота неровностей профиля, мкм (определяют по пяти измерениям
высот неровностей; назначают на поверхности, получаемые литьем, ковкой, чеканкой).
Числовое значение параметров шероховатости выбирают с учетом назначения и эксплутационных свойств шероховатости. На чертежах шероховатость
обозначают следующим образом: если вид обработки не устанавливают, то
применят знак по рисунку 5, а. Это обозначение является предпочтительным.
Если требуется, чтобы поверхность была образована обязательно удалением
слоя материала (точением, шлифованием, полированием и пр.), применяют знак
по рисунку 5, б. Без удаления слоя материала (чеканка, накатывание валиками
и пр.), применяют знак по рисунку 5, в.
а)
б)
Рисунок 5 – Знаки для обозначения
шероховатости
в)
Рисунок 6 – Обозначение преобладающей
шероховатости
Обозначение преобладающей шероховатости показывают в правом верхнем углу поля чертежа (рисунок 6). Толщина линий и высота знака, заключенного в скобки, такая же, как в изображении на чертеже, а перед скобкой – в 1,5
раза больше.
123
Нанесение шероховатости на чертеже для различных поверхностей вала
представлено в примере оформления лабораторной работы (приложение А).
3 Описание объекта исследования, приборов и инструментов
Объектом исследования являются валы.
Для выполнения работы необходимо иметь следующие инструменты:
штангенциркуль, линейку, карандаш, циркуль.
4 Методика выполнения исследований и обработка результатов
4.1 Выполнить эскиз полученного вала со всеми необходимыми элементами (заплечиками, канавками, шпоночными пазами, галтелями и т.д.). Выполнить необходимые разрезы и сечения (приложение А).
4.2 Определить назначение посадочных поверхностей вала: под подшипники, зубчатое колесо, полумуфту, резиновые манжеты.
4.3 Проставить размерные линии, ориентируясь на пример оформления
лабораторной работы (приложение А).
4.4 Проставить действительные размеры, используя замеренные данные
(диаметры, длины участков валов) и данные, полученные из таблиц В.1… В.4.
4.5 Заполнить таблицу параметров вала (приложение А):
– по таблице В.1 для участков валов под подшипники качения определить
размеры заплечиков ( d 2 );
– по таблице В.2 определить размер фаски ( c ) и радиус галтели ( r );
– по таблице В.3 определить длину ( l ), ширину (b ) и глубину ( t1 )
шпоночных пазов;
– по таблице В.4 определить размеры канавок ( d1 , r , r1 , b ) для выхода шлифовального круга, проставить эти значения на эскизе вала.
4.6 Указать предельные отклонения линейных размеров поверхностей
вала под подшипники, зубчатое колесо, полумуфту, резиновые манжеты условными обозначениями полей допусков (подраздел 2.5).
4.7 Проставить шероховатость поверхностей, пользуясь таблицей В.5.
5 Содержание отчета
5.1
5.2
5.3
5.4
Титульный лист.
Эскиз вала.
Таблица параметров.
Выводы по лабораторной работе.
6 Вопросы для самоконтроля
1. Дайте определение понятию «вал».
2. Дайте определение понятию «ось».
124
3. Объясните, в чем разница между валом и осью.
4. Перечислите виды валов по геометрическим признакам.
5. Каково назначение кривошипных, коленчатых, гибких валов? Приведите пример использования этих валов.
6. Перечислите виды валов по конструктивным признакам.
7. Чем вызвано наибольшее распространение ступенчатых валов?
8. Перечислите виды валов по типу сечения.
9. Чем вызвана необходимость изготовления полых валов?
10. Чем определяется конструкция валов?
11. Дайте определение понятиям: цапфа, шип, пята, шейка, заплечик,
буртик, канавка, галтель, фаска, шпоночный паз.
12. Объясните, в чем разница между заплечиком и буртиком?
13. Объясните, в чем разница между шипом, пятой и шейкой?
14. Перечислите материалы для изготовления валов и осей.
15. Дайте определение понятиям: размер, номинальный размер, действительный размер.
16. Дайте определение понятиям: верхнее предельное отклонение, нижнее предельное отклонение, допуск, поле допуска, квалитет.
17. Дайте определение понятиям: посадка, зазор, натяг.
18. Дайте определение понятиям: система вала, система отверстия.
19. Как обозначают отклонения для отверстия, для валов?
20. Приведите примеры обозначения посадок на чертежах.
21. Дайте определение понятию «шероховатость поверхности».
22. На что влияет шероховатость поверхности?
23. Что обозначают параметры шероховатости поверхности Ra и R z ?
24. От чего зависит числовое значение параметров шероховатости?
25. Каким образом обозначают шероховатость поверхности на чертежах?
26. Пользуясь таблицей В.1, определите размеры заплечиков d 2 для
диаметров валов: d = 20 мм; d = 35 мм; d = 50 мм.
27. Пользуясь таблицей В.2, определите размер фаски с и радиус галтели
r для диаметров валов: d = 22 мм; d = 36 мм; d = 70 мм.
28. Пользуясь таблицей В.3, определите размеры шпоночного паза b ,
глубину t1 для диаметров валов: d = 28 мм; d = 45 мм; d = 90 мм.
29. Пользуясь таблицей В.4, определите размеры канавки d1 , r , r1 , b :
для выхода шлифовального круга для диаметров валов:
d = 8 мм; d = 45 мм; d = 110 мм.
125
Приложение А
(обязательное)
Пример оформления лабораторной работы
Таблица – Параметры вала
Элементы вала
Обозначения
Заплечики под подшипники
Выходной
конец
вала:
размер фаски
радиус галтели
Шпоночный паз: ширина
глубина
длина
Канавка:
галтель
галтель
ширина
d2
c
r
b
t1
l
r
r1
b
Значения, мм
Замеренные Номинальные
126
Приложение В
(обязательное)
Таблица В.1 – Заплечики для установки подшипников качения, мм
d
D
15
17
20
25
30
35
40
45
50
55
60
35
40
47
52
62
72
80
85
90
100
110
d 2, не менее
19,0
21,0
25,0
30,0
35,0
42,0
46,5
52,0
57,0
63,0
68,0
d 2, не более
21,5
25,5
30,5
36,0
47,5
53,0
-
D2, не более
31
36
42
47
57
65
73
78
83
91
101
D2, не менее
-
а, не менее
2,0
3,0
Таблица В.2 – Цилиндрические концы валов (ГОСТ 12080-66), мм
d
20
22
25
28
32
36
l
36
36
42
42
58
58
r
1,6
1,6
1.6
1,6
2,0
2,0
c
1,0
1,0
1,0
1,0
1,6
1,6
d
40
45
50
55
60
70
l
82
82
82
82
105
105
r
2,0
2,0
2,5
2,5
2,5
2,5
c
1,6
1,6
2,0
2,0
2,0
2,0
127
Таблица В.3 – Шпоночные соединения с призматическими шпонками (ГОСТ
23360-78), мм
Диаметр вала, d
Св. 12 до 17
« 17 » 22
« 22 » 30
« 30 » 38
« 38 » 44
« 44 » 50
« 50 » 58
« 58 » 65
« 65 » 75
« 75 » 85
« 85 » 95
Сечение шпонки
b
5
6
8
10
12
14
16
18
20
22
25
h
5
6
7
8
8
9
10
11
12
14
14
Глубина паза
вала, t1
3
3,5
4
5
5
5,5
6
7
7,5
9
9
втулки, t2
2,3
2,8
3,3
3,3
3,3
3,8
4,3
4,4
4,9
5,4
5,4
Длина, l
10…56
14…70
18…90
22…110
28…140
36…160
45…180
50…200
56…220
63…250
70…280
Примечание: Длины призматических шпонок выбирают из следующего ряда: 10, 12,
14, 16, 18, 22, 24, 26, 28, 30, 32, 34, 36, 38, 40, 45, 50, 56, 63, 70, 80, 90, 100, 110, 125,
140, 160, 180, 200, 220, 250.
128
Таблица В.4 – Канавки для выхода шлифовального круга (по ГОСТ 8820-69)
Размеры в мм
d
d1
r
r1
b
До 10
Св. 10 до 50
d – 0,5
0,5
1
0,3
0,5
2
3
Св. 50 до 100
Св. 100
d-1
1,6
2,0
3,0
0,5
1
1
5
8
10
129
Таблица В.5 – Рекомендуемая шероховатость поверхности
Вид поверхности
Посадочные, нетрущиеся поверхности изделий не выше 8-го
квалитета (поверхности под колеса, муфты и пр.)
Свободные несопрягаемые торцовые поверхности валов.
Посадочные поверхности валов под подшипники качения
класса точности 0 при:
d до 80 мм
d св. 80 мм
Торцы заплечиков валов для базирования подшипников качения класса точности 0
R a , мкм
6,3; 3,2
1,25
2,5
2,5
Торцы заплечиков валов для базирования зубчатых, червячных колес при отношении длины отверстия ступицы к его
диаметру:
l / d < 0,7
l / d ≥ 0,7
1,6
3,2
Поверхности валов под резиновые манжеты
0,6
Канавки, фаски, радиусы галтелей
6,3
Поверхности шпоночных пазов на валах:
рабочие
нерабочие
3,2
6,3
Рабочие поверхности витков цилиндрических червяков:
цилиндрических
Поверхности выступов зубьев колес, витков червяков, зубьев
звездочек цепных передач
6,3
3,2
130
Лабораторная работа 13
ИССЛЕДОВАНИЕ КРИТИЧЕСКОГО ЧИСЛА ОБОРОТОВ
ВРАЩЕНИЯ ВАЛОВ
1 Цель работы
•
•
•
Аналитическое определение критического числа оборотов вала.
Экспериментальное определение критического числа оборотов вала.
Сравнение и анализ полученных результатов.
2 Теоретические положения
Колебания валов с присоединенными деталями и узлами, возникают под
действием внешних постоянно действующих и периодически изменяющихся
сил и связаны с упругой деформацией валов. Валы могут подвергаться продольным, крутильным и поперечным колебаниям. Чаще всего в машинах возникают поперечные колебания, которые являются результатом действия периодически повторяющихся поперечных сил. Малые колебания около положения
равновесия становятся опасными для вала, когда частота возмущающей силы
достигает частоты собственных колебаний системы (т.е. наступает резонанс). В
случае резонанса сильные колебания передаются другим частям машины, связанным с рассматриваемой деталью, и вся машина начинает вибрировать.
При этом напряжения в вале существенно возрастают, и будут зависеть в
основном от сил инерции колеблющихся масс, а не от внешней нагрузки. Возникающие знакопеременные напряжения могут явиться причиной поломки деталей. Число оборотов вращающихся деталей, при котором наступает резонанс,
называется критическим.
Поперечные колебания, как правило, обладают большим периодом, так
как восстанавливающие упругие силы вала относительно малы. В силу этих
причин при недостаточно жестком вале может возникнуть явление резонанса
даже в том случае, когда число оборотов вала не очень велико.
Явления, происходящие при колебании валов, можно показать на простейшем примере. Рассматриваемая система представляет собой вал постоянного сечения с насаженным несбалансированным диском (рисунок 1). Под действием веса диска G вал прогнется на величину f (статический прогиб). В дальнейшем при вращении вала под действием центробежной силы возникает дополнительный (динамический) прогиб y .
Сила, вызывающая динамический прогиб, определяется выражением:
Fа =
G
⋅ (e + y ) ⋅ ω 2 = m ⋅ (e + y ) ⋅ ω 2 ,
g
(1)
131
где g – ускорение силы тяжести;
e – смещение (эксцентриситет) центра тяжести диска относительно геометрической оси вращения (диск несбалансирован);
ω – угловая скорость вращения вала.
Так как центробежная сила при вращении вала изменяет свое направление, в вале возникают гармонические колебания.
Сила инерции Fа уравновешивается восстанавливающей силой упругости, равной произведению жесткости колеблющейся системы С и деформации
y , то есть:
FС = C ⋅ y .
(2)
Приравнивая (1) и (2), можно записать:
y=
m ⋅ω2 ⋅ e
C − m ⋅ω2
.
(3)
Угловая скорость вращения вала может достигнуть такого значения, при
котором (C − m ⋅ ω 2 ) → 0 . Тогда при у → ∞ и наступает явление резонанса. В
этом случае критическая угловая скорость
ω кр =
С π ⋅ пкр
=
.
т
30
(4)
30 С
.
π т
(5)
Критическое число оборотов
пкр =
Так как С =
G
G
и m = , где f – статический прогиб в миллиметрах
f
g
пкр =
30 g
1
≈ 946
.
π f
f
132
Рисунок 1 – Расчетная схема двухопорного вала с диском посередине
При дальнейшем увеличении числа оборотов (выше критического) знаменатель уравнения (3) превращается в неравенство
(C − m ⋅ ω 2 ) < 0 .
В это время эксцентриситет e будет иметь отрицательное значение и,
следовательно, динамический прогиб станет равным
y=
m ⋅ω2 ⋅ e
m ⋅ω2 − C
e
=
1−
C
m ⋅ω2
e
=
1−
2
ω кр
.
(6)
ω2
Таким образом, из уравнения (6) следует, что при увеличении угловой
скорости выше критического значения динамический прогиб уменьшается. При
ω → ∞ y → e.
Для валов, представляющих собой вместе с насаженными на них деталями сложную колебательную систему, определение критического числа оборотов связано со значительными трудностями из-за сложности определения прогибов и приведенной жесткости.
Для определения критического числа оборотов по уравнению (5) необходимо подсчитать величину прогиба вала под действием статических нагрузок
(согласно методам, изложенным в курсах сопротивления материалов) или же
найти величины прогибов экспериментальным путем.
3 Описание объекта исследования, приборов и инструментов
Установка (рисунок 2) состоит из вала 1, диаметром 12 мм с одним диском 2, закрепленном на нем. Вал установлен в двух сферических шарикоподшипниках, размещенных в кронштейне 3 и задней опоре 4. Вал приводится во
вращение через гибкую упругую муфту 5 универсальным коллекторным дви-
133
гателем 6 типа УЛ-062, мощностью 180 ватт, с частотой вращения 5000 об/мин.
Через муфту 7 двигатель приводит во вращение тахогенератор 8 марки ТГП-1.
Обе муфты прикрыты защитными кожухами 9 и 10. С помощью цангового
зажима диск 2 после передвижения фиксируется на валу.
Для увеличения массы диска, на него навинчивают дополнительные грузы 11, в один из которых можно ввернуть винт, тем самым создав в диске с
грузами дисбаланс.
Передняя опора вала, расположенная на кронштейне 3 – неподвижная.
Для изменения жесткости вала задняя опора меняет свое положение относительно передней. Она выполнена в виде втулки 12, которая выдвигается с помощью винта 13, затем зажимается рукояткой 14.
Кроме того, имеются вблизи крайних положений диска два охватывающих вал кронштейна 15 с полиэтиленовыми втулками для ограничения амплитуды колебаний вала, что препятствует разрушению вала при достижении критического числа оборотов. К левому кронштейну прикреплено контактное устройство 32, включающее, расположенную на пульте 16, красную лампочку 17
в момент начала резонанса.
Для определения статического прогиба вала имеется подвеска с грузом
18 и стойкой со штангой 19, в которой крепится индикатор часового типа 20.
Вал с диском, задняя опора и оба ограничительных кронштейна закрыты
подвижным кожухом 21 с прозрачным окном для наблюдения за диском. Вал
между передней опорой и левым ограничителем прикрыт неподвижным защитным кожухом 22, который зажимается с помощью рукоятки с прихватом 23.
Рисунок 2 – Схема установки
134
На установке имеется блокирующее устройство, состоящее из кулачка,
связанного с кожухом и микропереключателем. В правом или левом положении
подвижного кожуха кулачок съезжает с микропереключателя, размыкающего
цепь питания электродвигателя. Кроме того, подвижный кожух станет в среднее рабочее положение лишь тогда, когда подвеска с грузом 18 и штанга 19 с
индикатором будут убраны в свое нерабочее положение. В противном случае
кожух упрется в них, и кулачок не нажмет на микровыключатель.
Пульт 16 расположен над тахогенератором, электродвигателем и передней опорой вала. На передней панели пульта размещены: пакетный выключатель 25 марки ПВ-10 для включения установки; лампочка 26 включения установки с зеленым глазком; кнопка 27 «пуск – стоп» электродвигателя; рукоятка 28 автотрансформатора РНО-250-05 для плавного регулирования чисел
оборотов электродвигателя; миллиамперметр 29 марки М-24, шкала которого
проградуирована в об/мин; лампочка 17 сигнализации начала резонанса с
красным глазком; тумблер выключения лампочки сигнализации 30.
Кроме того, на установке имеется шнур 31 для подключения к электросети и винт заземления.
4 Методика проведения исследований и обработка результатов
4.1 Подвижный кожух 21 сдвинуть в сторону пульта управления 16.
4.2 Вращая маховик 13, рукояткой сдвинуть заднюю опору 4 вправо,
удаляя от передней опоры.
4.3 Укрепить на валу диск без добавочных грузов в положении l , задняя опора удалена от передней на L = 2 l = 0,55 м.
4.4 Определить расчетное значение величины прогиба (результаты занести в таблицу 1):
fp
(
G + G 1 + 0,5 ⋅ G в ) ⋅ l 2 ⋅ (L − l )2
,
=
3⋅ E ⋅ J ⋅ L
где G – вес диска, G = 26,75 Н;
G1 – вес дополнительных грузов;
Gв – вес вала, Gв = 5,3 Н;
L – расстояние между осями опор, мм;
l – расстояние от средней линии диска до оси левой опоры, мм;
E – модуль упругости материала вала, E = 2,1 ⋅ 105 МПа;
J – осевой момент инерции площади сечения вала, мм 4;
J = π ⋅ d 4 / 64 ,
d – диаметр вала, d = 12 мм.
135
4.5 Расчетное значение критического числа оборотов
п кр ≈ 946 1 / f p , об/мин.
4.6 При закрытом кожухе пакетный выключатель 25 перевести в положение «вкл.» (загорается лампочка 26), а рукоятку 28 поставить в положение
меньшее до упора и кнопкой 27 включить электродвигатель.
4.7 Регулируя рукояткой 28 число оборотов электродвигателя, довести
вал до состояния резонанса и, не задерживая работу установки в этом положении, увеличить число оборотов выше критической области. Затем вал из критической области через состояние резонанса ввести в докритическую область. Это
повторить три раза и по миллиамперметру 29 фиксировать число оборотов пе′′ , показания внести в
′ и после выхода из него nкр
ред входом в резонанс nкр
таблицу 1.
′′ ср и оп′ ср и nкр
4.8 Подсчитать среднеарифметическое значение nкр
ределить экспериментальное критическое число оборотов
nкр э =
′
nкр
ср +
2
′′ ср
nкр
.
4.9 Определить критическое число оборотов для двух различных положений диска без дополнительных грузов. Для этого по шкале, закрепленной на
внутренней стенке установки, ставим диск на отметки: l = 300 мм; l = 250
мм, которые показывают положение диска на валу. Центр тяжести расположен
на длине l = 275 мм. Опыт повторить в той же последовательности, что и в
первом случае.
4.10 Увеличить вес груза. Для этого на диск устанавливаем один дополнительный груз G1 = 3,5 Н, а для последующего опыта – два груза 2 G1 = 7,0
Н. В соответствии с изложенной методикой (пп. 4.1… 4.9) устанавливаем критическую частоту вращения вала с одним и двумя дополнительными грузами.
4.11 Заднюю опору 4 приблизить к передней 3 на 50 мм, т.е. L = 500
мм. Этим увеличивается жесткость вала. Подсчитать критическое число оборотов для диска без дополнительных грузов при увеличении жесткости. Опыт повторяется в той же последовательности (пп. 1… 9), что и в первом случае.
4.12 Дать заключение по результатам эксперимента (Таблица 1).
136
Таблица 1 – Результаты экспериментов
l = 275 мм
l = 250 мм
опыт 3
опыт 2
об/мин
136
l = 300 мм
G1=0 Н
G1= 3,5 Н
G1= 7,0 Н
G1=0 Н
G1= 3,5 Н
G1= 7,0 Н
G1=0 Н
G1= 3,5 Н
G1= 7,0 Н
кр ср
ЭкспериЧисло оборотов
ментальпосле резонанса
′′ , об/мин
ное критиnкр
′′ ср ческое чисnкр
ло оборотов
nкр э ,
опыт 1
Расчетное значе- Число оборотов
ние критическо- перед резонансом
′ , об/мин
го числа обороnкр
тов nкр , об/мин
n′
опыт 3
Расчетное
значение
прогиба
f р , мм
опыт 2
Вес груза
опыт 1
Положение
груза на валу
137
5 Содержание и оформление отчета
5.1
5.2
5.3
5.4
5.5
Титульный лист.
Цель работы.
Кинематическая схема установки (выполнить самостоятельно).
Результаты исследований таблицы 1.
Выводы по работе.
6 Вопросы для самоконтроля
1. Какие колебания могут воздействовать на валы в процессе работы?
2. Отчего возникают поперечные колебания осей и валов?
3. В чем заключается расчет валов на поперечные колебания?
4. Какую частоту вращения называют критической?
5. Какова цель лабораторной работы?
6. Какой силой уравновешивается центробежная сила инерции?
7. От какого параметра в большей степени зависит величина центробежной силы?
8. Как влияет жесткость на собственную частоту колебаний?
9. Как влияет масса диска, установленного на валу, на его критическую
частоту вращения?
10. Как влияет длина вала на критическую частоту вращения?
11. Чем вызвана необходимость определения критической скорости вращения?
12. Какие существуют методы повышения критической частоты вращения?
13. Каков предел вибрационной устойчивости жесткого и гибкого валов?
14. Сколько и какие частоты вращения валов будут критическими?
138
Список использованных источников
1. Иванов, М.Н. Детали машин: учебник для машиностроительных спец. вузов / М.Н. Иванов, В.А. Финогенов. – М.: Высш. шк., 2006. – 408 с.
2. Дунаев, П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: учеб. пособие для
техн. спец. вузов / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. – М.: Academia, 2004. –
496 с.
3. Теория механизмов и механика машин: учебник для втузов / К.В. Фролов
[и др.]. – М.: Высш. шк., 2003. – 496 с.
4. Анурьев, В.И. Справочник конструктора – машиностроителя в трех томах
/ В.И. Анурьев; под ред. И.Н. Жестковой. – М.: Машиностроение, 1999.
5. Артоболевский, И.И. Теория механизмов и машин: учебник для втузов /
И.И. Артоболевский. – М.: Наука, 1988. – 639 с.
6. Александров, Л.И. Детали машин: лаб. работы / Л.И. Александров, Н.П.
Артеменко, Л.М. Фельдман. – Харьков, 1966. – 184 с.
7. Детали машин: лаб. практикум / К.К. Балацкий [и др.]. - Кемерово: КемТИПП, 1999. – 124 с.
139
УЧЕБНОЕ ИЗДАНИЕ
Попов Анатолий Михайлович
Сорочкин Михаил Степанович
Гоголина Ирина Владимировна
Грачева Людмила Валентиновна
Крылова Вера Ивановна
ДЕТАЛИ МАШИН
Лабораторный практикум
Для студентов вузов
ЛР № 020524 от 02.06.97
Подписано в печать 15.12.09. Формат 60х841/16
Бумага типографская. Гарнитура Times.
Уч.-изд. л. 6. Тираж 200
Заказ № 190
ПЛД № 44-09 от 10.10.99
Отпечатано в в редакционно-издательском центре
Кемеровский технологический институт пищевой промышленности
650010, г. Кемерово, ул. Красноармейская, 52
Документ
Категория
Машиностроение
Просмотров
445
Размер файла
2 101 Кб
Теги
684
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа