Детали машин

Курс «Детали машин и основы конструирования» завершает общетехническую подготовку инженера. Основными задачами курса являются изучение конструкций, типажа и критериев работоспособности деталей машин, сборочных единиц (узлов) и агрегатов; изучение основ теории совместной работы (спряжений) деталей машин и методов их расчета; развитие навыков конструирования и технического творчества.

В настоящем сборнике представлены методические материалы по выполнению одиннадцати лабораторных работ. Он является переработанным и дополненным изданием «Основы конструирования машин», выпущенном в 2003г. Его целью является углубление теоретического материала и приобретение практических навыков самостоятельно решать поставленные технические задачи, что необходимо в инженерной подготовке.

Детали машин (курс лекций, часть 1)

 

ОГЛАВЛЕНИЕ

 

Предисловие…………………………………………………………………..

1. Механические передачи

1.1. Общие сведения о передачах…………………………………….

1.2. Лабораторная работа 1.1. Изучение конструкции цилиндрического двухступенчатого редуктора…………………………

1.3. Лабораторная работа 1.2. Изучение конструкции коническо-цилиндрического редуктора……………………………………

1.4. Лабораторная работа 1.3. Изучение конструкции червячного

редуктора…………………………………………………………

1.5. Лабораторная работа 1.4. Изучение конструкции планетарного редуктора……………………………………………………

1.6. Лабораторная работа 1.5. Изучение конструкции волнового зубчатого редуктора……………………………………………

1.7. Лабораторная работа 1.6. Определение коэффициента полезного действия редуктора с прямозубыми цилиндрическими колесами…………………………………………………………

1.8. Лабораторная работа 1.7. Изучение работы фрикционной лобовой передачи……………………………………....................

1.9. Лабораторная работа 1.8. Изучение работы ременной

передачи…………………………………………………………

2. Соединения деталей машин

2.1. Общие сведения о соединениях…………………………………

2.2. Лабораторная работа 2.1. Исследование затянутого болтового соединения………………………………………………......

2.3. Лабораторная работа 2.2.. Испытание болтового соединения, работающего на сдвиг 2.3.. Испытание клеммовых

соединений……….......................................................................

3. Общие методические рекомендации по

оформлению лабораторных работ…………………………………. 

4. Техника безопасности ……………………………………………….

Библиографический список……………………………………………

Приложения……………………………………………………………….

 

4

5

8

18

25

35

41

49

56

67

75

76

89

97

109

111

112 

 

 

 

 

 

 

 


Предисловие

Курс «Детали машин и основы конструирования» завершает общетехническую подготовку инженера. Основными задачами курса являются изучение конструкций, типажа и критериев работоспособности деталей машин, сборочных единиц (узлов) и агрегатов; изучение основ теории совместной работы (спряжений) деталей машин и методов их расчета; развитие навыков конструирования и технического творчества.

В настоящем сборнике представлены методические материалы по выполнению одиннадцати лабораторных работ. Он является переработанным и дополненным изданием «Основы конструирования машин», выпущенном в 2003г. Его целью является углубление теоретического материала и приобретение практических навыков самостоятельно решать поставленные технические задачи, что необходимо в инженерной подготовке.

Объем и содержание лабораторного практикума в сборнике представлены в трех разделах: механические передачи; соединения деталей машин; отчетность по лабораторным работам и техника безопасности.

В разделе «Механические передачи» рассмотрены конструкции зубчатых передач в виде редукторов: цилиндрического и коническо-цилиндрического, червячного, планетарного и зубчато-волнового, а также представлены лабораторные работы по изучению принципа работы и исследованию коэффициентов полезного действия цилиндрической передачи и передач трением (лобовая фрикционная передача и ременная). При изучении конструкций редукторов производится обязательная разборка и сборка их и замеры основных параметров, а также определение их аналитическим путем.

В передачах трением определяются зависимости коэффициентов проскальзывания от сил прижатия, моментов нагрузки и других параметров.

В разделе «Соединения деталей машин» приводится методика испытания болтового и клеммового соединений. Исследуется работа болтового соединения с затянутым болтом и болтового соединения, работающего на сдвиг, а также изучение зависимости осевого усилия воспринимаемого клеммовым соединением от усилия затяжки болта.

В каждой лабораторной работе текстовая часть сопровождается рисунками, иллюстрирующими общие сведения, конструкцию редуктора или прибора, методику проведения работы, содержание отчета.

В третьем разделе сборника, как заключительной части лабораторного практикума, приводятся рекомендации по расчетно-графической части и оформлению лабораторных работ, их защите, а также правила техники безопасности.

В конце сборника лабораторных работ приведен библиографический список литературы и приложения.

При составлении лабораторного практикума использовались литературные источники [1-5].

 

 


1. Механические передачи

 

Механические устройства, применяемые для передачи энергии от ее источника к потребителю с изменением угловой скорости или вида движения, называют механическими передачами. Передавая механическую энергию, передачи одновременно могут выполнять следующие функции:

понижать и повышать угловые скорости, соответственно повышая или понижая вращающие моменты;

преобразовывать один вид движения в другой (вращательное в возвратно-поступательное, равномерное в прерывистое и т.д.);

регулировать угловые скорости рабочего органа машины;

реверсировать движение (прямой и обратный ход);

распределять работу двигателя между несколькими исполнительными органами машины.

В современном машиностроении применяются механические, пневматические, гидравлические и электрические передачи. В настоящем лабораторном практикуме рассматриваются наиболее распространенные из механических передач: передачи зацеплением – зубчатые, червячные, планетарные, волновые; передачи трением – фрикционные и ременные. В передачи зацеплением входят и цепные передачи.

Все передачи трением имеют повышенный износ рабочих поверхностей, так как в них неизбежно проскальзывание одного звена относительно другого.

В зависимости от способа соединения ведущего и ведомого звеньев бывают:

1. передачи непосредственного контакта – зубчатые, червячные, планетарные, волновые и фрикционные;

2. передачи с гибкой связью – ременные. Сюда относят и цепные передачи. Передачи с гибкой связью допускают значительные расстояния между ведущим и ведомым валами.

Особенности каждой передачи и ее применения определяются следующими основными характеристиками:

1. Мощностью на ведущем Р1 и ведомом Р2 валах.

2. Угловой скоростью ведущего ω1 и ведомого ω2 валов (рис.1.1).

Эти две основные характеристики необходимы для выполнения проектного расчета любой передачи.

Дополнительными характеристиками являются:

1. Механический КПД передачи

clip_image002clip_image004clip_image006

где Р1 – мощность на быстроходном валу; Р2 – мощность на тихоходном валу; T1 и T2 – вращающие моменты соответственно на ведущем и ведомом валах; u – передаточное отношение соответственно на ведущем и ведомом валах.

Для многоступенчатой передачи, состоящей из нескольких отдельных последовательно соединенных передач, общий КПД

clip_image008,

где η1, η2 ηn – КПД каждой передачи (зубчатой, червячной, ременной).

2. Окружная скорость Т ведущего или ведомого звена, м/с:

clip_image010,

где D – диаметр колеса, катка, шкива и т. д., мм.

Окружные скорости обоих звеньев при отсутствии скольжения равны, т. е. v1= v2.

3. Окружное усилие передачи F (рис. 1.1), Н:

clip_image012,

где Т1 – вращающий момент ведущего вала, Н·мм; D1 – диаметр ведущего звена, мм.

4. Вращающий момент Т (рис.1.1), Н·мм:

clip_image004[1]clip_image014 или clip_image016

где F – окружное усилие, Н; D – диаметр звена, мм; P – мощность, кВт.

5. Передаточное число и передаточное отношение.

Передаточным числом называется отношение угловой скорости ведущего вала к угловой скорости ведомого вала:

clip_image018.

Отношение угловых скоростей валов передачи, независимо от направления силового потока, называется передаточным отношением.

Передаточное отношение также обозначается буквой u, но с индексами, обозначающими соответствующие угловые скорости валов передачи:

clip_image020;

clip_image022.

Передача, понижающая угловые скорости, имеет u > 1 и называется редуктором. При повышении угловых скоростей u < 1, передача называется мультипликатором.

Передаточному отношению обычно приписывают знак: плюс, если направления угловых скоростей ведущего и ведомого валов одинаковы, и минус, если они противоположны.

Передаточное отношение можно выразить через вращающие моменты на ведущем и ведомом валах и КПД

clip_image004[2]clip_image024

Для многоступенчатой передачи общее передаточное отношение

clip_image026,

где u1, u2,… unпередаточные отношения каждой ступени.

При изучении механических передач необходимо помнить следующее (рис. 1.1):

1. Момент движущих сил Т1 всегда приложен к ведущему валу передачи и имеет направление, совпадающее с направлением вращения этого вала ω1.

2. Момент сил сопротивления Тz всегда приложен к ведомому валу передачи и имеет направление, противоположное направлению этого вала ω2. 

 

clip_image028

а

clip_image030

б

 

Рис.1.1. Схема для определения направления

вращающих моментов в передаче: а – колеса

в рабочем положении; б – колеса, условно раздвинутые

 

 


Лабораторная работа 1.1

 

Изучение конструкции цилиндрического двухступенчатого редуктора

Целью работы является ознакомление с устройством цилиндрического редуктора; определение назначения отдельных его узлов; ознакомление со способами регулировки редуктора; производство замеров и вычисление основных параметров зацепления.

Краткие теоретические сведения

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненных в виде отдельного закрытого агрегата, и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать помимо редуктора открытые зубчатые передачи, ременную или цепную.

Назначение привода – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

В машиностроении широкое применение находят зубчатые передачи.

Преимущества зубчатых передач: постоянное передаточное отношение (отсутствие проскальзывания); высокий КПД (в отдельных случаях до 0,99); надежность; простота эксплуатации; неограниченный диапазон передаточных мощностей (от сотых долей до десятков тысяч киловатт). Высокая нагрузочная способность обеспечивает малые габариты зубчатых передач.

Недостатки зубчатых передач: сравнительная сложность изготовления, требующая часто специального оборудования и инструментов; повышенный шум при высоких скоростях вследствие неточности изготовления; необходимость точного монтажа.

По относительному расположению валов в пространстве редукторы бывают горизонтальные и вертикальные; по особенности кинематической схемы – развернутые, соосные, с развернутой ступенью и т.д.

Наиболее распространенные схемы цилиндрических двух- и трехступенчатых редукторов приведены на рис. 1.2 [1, 2, 3].

Если зубья колес параллельны осям валов, такое зацепление называют прямозубым, если они расположены под углом, косозубым.

Наиболее распространены двухступенчатые горизонтальные цилиндрические редукторы серий РМ и ЦД, выполненные по развернутой схеме (рис. 1.2). Такие механизмы могут передавать крутящий момент до 10…15 кН·м, их передаточное число обычно составляет u = 8…50, КПД до 97 %. Эти редукторы будут рассмотрены в данной лабораторной работе.

clip_image033

 


Описание цилиндрического редуктора

 

 

Редуктор состоит из массивного чугунного корпуса, узлов зубчатых колес и шестерен с опорами, крышек подшипников и регулировочных колец (рис. 1.3).

Корпус служит для размещения в нем деталей передач, для обеспечения смазки зубчатых колес и подшипников, предохранения их от загрязнения и для восприятия усилий, возникающих в процессе работы механизма. Корпус должен быть достаточно прочным и жестким, так как в случае его деформации возникает перекос валов, что может привести к повышенному износу зубьев вследствие неравномерности распределения нагрузки и даже к поломке. Для повышения жесткости корпус усиливают ребрами, расположенными на участках размещения опор валов. Для удобства монтажа корпус выполнен разъемным. Плоскость разъема горизонтально проходит через оси валов. Нижняя часть корпуса называется картером 1, верхняя – крышкой 2. На крышке имеется смотровое окно 3, закрытое прямоугольной крышкой с отдушиной 4, которая служит для выравнивания давления внутри корпуса редуктора с атмосферным. В картере 1 имеется пробка 5 для слива масла и щуп 6 для замера его уровня. Картер и крышку соединяют болтами 7, 8, которые устанавливают с зазором.

clip_image035

Рис. 1.3. Редуктор цилиндрический двухступенчатый

 

Маслонепроницаемость корпуса и крышки редуктора достигается окрашиванием внутренней поверхности маслостойкой краской или нитроэмалью после очистки от песка и пригара, однако при этом ухудшается условие теплопередачи. Для предупреждения коробления чугунные корпуса и крышки подвергаются искусственному старению после предварительного чернового снятия металла механической обработкой на поверхностях разъема и в гнездах подшипников.

Плоскость разъема корпуса и крышки обычно обрабатывают шабрением. При сборке плоскости стыков смазывают жидким стеклом или щелочным лаком. При этом не рекомендуется ставить прокладки между корпусом и крышкой редуктора, так как они изменяют характер посадки подшипников качения.

В зубчатых редукторах, корпуса которых не имеют разъема по гнездам подшипников, не требуется тщательной обработки плоскостей стыка корпуса и крышки. При конструировании корпуса без разъема по оси валов необходимо иметь в виду, что наружный диаметр шестерни должен быть меньше наружного диаметра подшипника или стакана.

Зубчатые колеса служат для передачи вращательного движения. В редукторе РМ-250 применены цилиндрические косозубые колеса. По сравнению с прямозубыми косозубые передачи имеют повышенную нагрузочную способность и работают более плавно.

В косозубом зацеплении сила полного нормального давления раскладывается на три составляющие: окружное усилие Ft – направлено по касательной к начальным окружностям зубчатых колес; радиальное (распорное) усилие Fr – по радиусу к центру колеса и осевое усилие Fa – параллельно оси вала.

Зубчатые колеса редукторов в большинстве случаев изготавливают из конструкционной углеродистой или легированной стали с содержанием углерода от 0,1 до 0,6 % с последующей термообработкой, а при сравнительно больших размерах (колеса диаметром ≥ 500 мм) часто применяют стальное литье. Для колес открытых мало нагруженных передач часто применяют чугунное литье.

Колеса 10, 11 насаживают на вал по посадке, гарантирующей натяг в сопряжении. Со временем вследствие релаксации напряжений с колесом используют шпонки 12, 13. В отдельных случаях шестерни изготавливают заодно с валом, получая так называемые валы-шестерни. В данном редукторе в виде вала-шестерни выполнен быстроходный (входной) и промежуточный валы.

Подшипники служат для поддержания вращающихся валов. Подшипник качения состоит из внутреннего и наружного колец с желобами для качения шариков, комплекта шариков (роликов) и сепаратора, удерживающего шарики (ролики) на определенном расстоянии друг от друга. Подшипник надевают на вал по посадке, гарантирующей натяг, наружное кольцо – по переходной посадке. Это делается для облегчения осевых смещений валов при регулировке зацепления, а также для обеспечения поворота наружного кольца с целью уменьшения износа его дорожки. В данной конструкции применены радиальные шариковые подшипники 14, 15, 16. При действии значительных осевых нагрузок используют радиально-упорные шариковые или роликовые подшипники.

Между боковой крышкой и корпусом редуктора для регулирования осевого зазора подшипников качения и для компенсации ошибок линейных размеров сопряженных деталей, получающихся при их изготовлении, устанавливают набор регулировочных прокладок. Вместо прокладок можно применить кольца, установленные между боковой крышкой и наружным кольцом подшипника. Для компенсации ошибок изготовления кольцо по ширине шлифуют при сборке до нужного размера.

Для обеспечения возможности сквозной расточки гнезд противоположных подшипников их конструируют одного диаметра. Расточка гнезд подшипников должна быть выполнена с большой точностью, чтобы избежать перекоса осей, приводящего к неравномерности распределения нагрузки по длине зуба.

Редукторы с подшипниками качения обычно относятся к легкому и среднему типам. Подшипники качения имеют более высокий КПД, малые габариты по длине, упрощенную конструкцию гнезд, а также малое нагревание. Вопросы смазки подшипников качения решаются проще, чем подшипников скольжения.

 


Крышки подшипников служат для предотвращения попадания пыли и грязи внутрь корпуса и в подшипниковые узлы и для передачи на корпус осевых усилий. Крышки могут быть глухими 17, 18, 19 и сквозными 20, 21. В последних проточены отверстия для прохода валов и специальные кольцевые канавки для уплотнения. Крышки могут быть закладные и привертные.

Болтовое соединение для корпуса и крышки редуктора. В болтах, соединяющих корпус и крышку редуктора, необходимо предусмотреть средства против самоотвинчивания гаек, например, в крупных редукторах могут применяться контргайки, а в мелких и средних – пружинные шайбы или стопорные шайбы с лапками.

Для облегчения съема крышки при демонтаже редуктора применяют два отжимных винта, завинчиваемых во фланцы корпуса или крышки редуктора.

Штифты. Для точного фиксирования положения крышки относительно корпуса редуктора при совместной расточке гнезд под подшипники и при сборке предусматривается два конических штифта 9, которые располагаются на противоположных концах редуктора несимметрично по длине. При симметричной крышке штифты располагаются таким образом, чтобы при сборке редуктора крышку нельзя было поставить неправильно.

Крышки смотровые. Для осмотра зацепления зубчатых колес и заливки смазочного масла в верхней части редуктора предусматривается отверстие, закрываемое смотровой крышкой 3 с отдушиной 4.

Смазка редуктора. В настоящее время в машиностроении для смазки передач широко применяют циркулярную или картерную системы смазки. В данной конструкции редуктора использована картерная смазка, которая осуществляется окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое в картер редуктора. Этот вид смазки применяют при окружных скоростях зубчатых колес до 12,5 м/с. При более высоких окружных скоростях масло сбрасывается с зубьев центробежной силой и зацепление работает при недостатке смазки. Быстроходное колесо двухступенчатого цилиндрического горизонтального редуктора должно быть погружено в масляную ванну на глубину до 5m (m – модуль зацепления).

Минимальный объем залитого масла в зубчатых передачах составляет 0,4…0,6 литров на 1кВт передаточной мощности. При работе передачи внутри корпуса создается масляный туман. Конденсируясь на стенках, масло стекает вниз и, смазывает подшипники качения. Обычно используют индустриальное масло И-12, И-30, И-50; автотракторное масло АК-20, АК-15.

Следует помнить, что чем больше объем масляной ванны, тем дольше сохраняются свойства масла, и тем лучше условия смазки. Поэтому максимальный объем ванны ограничивается предельно допустимой высотой уровня масла в корпусе.

 


Мазеудерживающие кольца применяют при густой смазке подшипников качения. Их устанавливают так, чтобы они несколько выступали за торец корпуса редуктора или стакана. При вращении мазеудерживающего кольца жидкое масло сбрасывается центробежной силой, что предотвращает вымывание густой смазки.

Густая смазка подшипников качения применяется при окружной скорости подшипника менее 4 м/сек.

Отдушины. С целью устранения утечки масла через уплотнения валов, которая возможна при повышении давления вследствие нагревания редуктора, внутренняя полость его сообщается с атмосферой при помощи отдушин.

Длину конца вала, выступающую из корпуса, выбирают с таким расчетом, чтобы на него можно было насадить полумуфту МУВП или другую муфту в зависимости от задания на курсовой проект. При этом необходимо предусмотреть зазор между боковой крышкой и полумуфтой, который давал бы возможность вывертывания болтов и замены набивки в сальниковых уплотнениях или смену пальцев с резиновыми кольцами в муфтах МУВП.

При наличии на быстроходном или тихоходном валах деталей ременной, цепной или зубчатой передач длина выступающих концов вала определяется с учетом размещения деталей этих передач.


Приборы и инструменты к работе

Исследуемый редуктор, измерительная линейка, штангенциркуль, разводные ключи (2 шт.), отвертка.

Порядок выполнения работы

 

1. Разборка редуктора и ознакомление с конструкцией и назначением отдельных узлов. Разборку редуктора, если крышки подшипников не крепятся к корпусу редуктора винтами, производят следующим образом: осторожными ударами выбивают штифты, развинчивают болты крепления корпуса, применив отжимной болт, приподнимают крышку на 1–2 мм, а затем снимают ее и кладут на стеллаж рядом с редуктором. Замеряют диаметры валов и расстояние между ними. Извлекают быстроходный, промежуточный и тихоходный валы, снимают с них крышки сквозные, из корпуса извлекают масляный щуп, развинчивают сливную пробку и т. д.

После разборки знакомятся с конструкцией и назначением деталей и узлов редуктора.

Сборка редуктора производится в обратном порядке.

Примечание. Если крышки подшипников крепятся к корпусу редуктора винтами, то после штифтов снимают винты и крышки подшипников и далее по выше указанному в настоящем разделе порядку.

2. Определение параметров зацепления. Для решения этой задачи необходимо провести ряд точных замеров с помощью штангенциркуля и вычислить параметры зацепления. Для определения передаточного числа каждой ступени редуктора необходимо сосчитать количество зубьев шестерни и колеса каждой ступени, а затем определить общее передаточное отношение редуктора. Величины основных параметров m, aw округляют до стандартных значений (табл. 1.1 и 1.2), если эти величины находятся в пределах отклонений от номинала, обусловленных неточностью замера. По результатам замеров и по произведенным расчетам величин (по формулам) заполняется табл. 1.3, которая входит в содержание отчета.

3. Составление эскизов. Ознакомившись с устройством редуктора и назначением его узлов и выполнив геометрический расчет, составляют эскиз одного из валов (быстроходного, промежуточного, тихоходного) и зубчатого колеса.

Объем работ по этому пункту определяет преподаватель.

На эскизах указать установочные, габаритные, присоединительные и посадочные размеры.

 


Таблица 1.1

Модуль зубчатых колес ( СТ СЭВ 310-76)

Ряды

Модуль, мм

1-й

1

1,25

1,5

2

2,5

3

4

5

6

8

10

12

2-й

1,125

1,375

1,75

2,25

2,75

3,5

4,5

5,5

5,7

9

11

14

 

Примечание. Следует предпочитать 1-й ряд.

 


Таблица 1.2

Межосевое расстояние цилиндрических зубчатых передач aw, мм

( ГОСТ 2185-66)

Ряды

Межосевое расстояние aw, мм

1-й ряд

100

125

160

200

250

315

400

500

630

2-й ряд

112

140

180

225

180

355

450

560

710

 

Примечание. Следует предпочитать 1-й ряд.

 


Таблица 1.3

Результаты замеров и расчетов параметров зацепления

Измеряемые величины, размерность

Обозначения

Значения

величин

1

Число зубьев зубчатых колес

z1, z2, z3, z4 

 

2

Диаметры выходных концов ведущего и ведомого валов, мм

dI и dIII

 

3

Диаметры окружностей выступов зубчатых колес, мм

da1, da2, da3, da4 

 

4

Ширина колес, мм

b1, b2, b3, b4 

 

5

Межосевое расстояние тихоходной и быстроходной ступеней, мм

awT и awБ,

 

6

Длина зуба зубчатых колес, мм

clip_image037

 

7

Наружный диаметр подшипников, мм

DI, DII, DIII

 

8

Внутренний диаметр подшипников, мм

dI, dII, dIII

 

9

Ширина колец подшипников, мм

BI, BII, BIII

 

 

 

 

 

Рассчитываемые величины, размерность

Обозначения

Расчетные формулы и расчет

10

Передаточное число ступеней

u1, u2 

 

11

Передаточное число редуктора

uр

 

12

Нормальный модуль зацепления, мм

mn

 

13

Торцевой модуль зацепления, мм

mt

 

14

Диаметры делительных окружностей зубчатых колес, мм

d1, d2, d3, d4 

 

15

Диаметры окружностей выступов зубчатых колес, мм

da1, da2, da3, da4 

 

16

Диаметры окружностей впадин зубчатых колес, мм

df1, df2, df3, df4 

 

17

Межосевое расстояние, мм

awТ, awБ 

 

18

Угол наклона зубьев, град.

β1, β2 

 

19

Коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию (быстроходной и тихоходной ступеней)

clip_image039

 

20

Высота зубьев колес, мм

h1, h2, h3, h4 

 

21

Радиальный зазор, мм

с1, с11

 

22

КПД редуктора

ηР

 

Примечание. При заполнении табл. 1.1 в графе "Значения величин" указывать обозначение и значение величины, ее размерность, а в графе "Расчетные формулы и расчет" записывать расчетную формулу и подсчет величины, с указанием размерности.


Содержание отчета

1. Наименование и цель работы.

2. Кинематическая схема редуктора.

3. Заполненная измеренными и расчетными (по формулам) величинами табл. 1.3.

4. Эскизы, выполненные на миллиметровой бумаге.

5. Схема сил, действующих в зацеплении.

6. Выводы по работе.

Примечание. В выводах указать назначение и особенности конструкции исследуемого редуктора, способы смазки зубчатых колес и подшипников, КПД и т. д.

Контрольные вопросы

1. Дайте определение редуктора

2. Проанализируйте кинематические схемы редукторов, представленные на рис. 1.2.

3. Каким образом определили передаточное отношение редуктора? Почему диаметр быстроходного вала меньше диаметра тихоходного?

4. Что называют модулем зацепления (нормальный, торцевой)? Модуль является характеристикой зубчатой пары или редуктора? Как определить делительный диаметр цилиндрического зубчатого колеса, если модуль известен?

5. Какие силы действуют в зацеплении: а) прямозубом; б) косозубом; в) шевронном?

6. Покажите на зубчатом колесе его основные элементы: ступицу, диск, зубчатый венец. Каким образом зубчатое колесо крепится на валу?

7. Проанализируйте конструкцию вала. С какой целью выполнена каждая из ступеней вала? В какой последовательности производится сборка вала?

8. Каково назначение подшипников?

9. Какие подшипники применены?

10. Как осуществляется смазка подшипников?

11. Для какого типа подшипников необходимо производить регулировку и каким образом?

12. По клейму подшипника определите его внутренний диаметр.

13. Как осуществляется смазка редуктора?


Расчетные формулы

clip_image041 

clip_image043 

clip_image045 

clip_image047 

clip_image049 

clip_image051 

clip_image053

clip_image055

clip_image057

clip_image059

clip_image061

clip_image063

clip_image065

clip_image067

clip_image069

clip_image071

clip_image073

clip_image075

clip_image077

clip_image079

clip_image079[1]

clip_image082

clip_image082[1]

clip_image085

clip_image087

clip_image089

clip_image091

clip_image093

clip_image095

Примечания: 1. При заполнении табл. 1.3 нужно выбрать необходимую формулу из вышеприведенных для определения величины и записать ее в графу «Расчетные формулы и подсчет». 2. КПД пары зубчатых колес clip_image097 = 0,98; КПД учитывающий потери пары подшипников качения clip_image099= 0,99; с – радиальный зазор. 3. Для определения шага Р и модуля m зацепления, а также диаметров выступов и впадин зубьев колес можно использовать специальную методику (см. прил. 2). 4. При выборе расчетных формул использована литература [1, 2, 3, 4, 5].

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 



 

Лабораторная работа 1.2

Изучение конструкции коническо-цилиндрического редуктора

 

Цель работы: ознакомление с устройством коническо-цилиндрического редуктора; ознакомление со способами сборочной регулировки редуктора; производство замеров и вычисление основных параметров зацепления.

Краткие теоретические сведения

 

Кроме цилиндрических зубчатых редукторов, в технике применяются редукторы с коническими колесами (конические), а также одновременно с коническими и цилиндрическими колесами (коническо-цилиндрические) [1, 2, 3].

Достоинство конической передачи – возможность передачи крутящего момента под углом 90˚.

Недостатки по сравнению с цилиндрическими передачами: консольное расположение колес; невозможность изготовления с большим передаточным числом u , так как чем больше u, тем уже колесо umax £ 6,3; значительные осевые силы.

Согласно ГОСТ 12289-76 в конических передачах стандартизованы нормальные значения внешнего делительного диаметра колеса de2, номинальные передаточные числа u и ширина зубчатых венцов b.

Коническая зубчатая передача состоит из двух прямых круговых конусов, оси которых пересекаются под углом d в точке, являющейся вершиной конусов. Зубья на боковых поверхностях конусов отличаются от зубьев цилиндрических колес тем, что их размеры (высота, толщина и др.) постепенно уменьшаются по мере приближения к вершине конуса. При вращении колес эти конусы перекатываются один по другому без скольжения. Их называют начальными конусами зубчатых колес.

Основные геометрические параметры конической прямозубой передачи показаны на рис. 1.4.

Прямозубые конические колеса применяют обычно при сравнительно невысоких окружных скоростях – до 2–3 м/с. При более высоких скоростях целесообразно использовать колеса с косыми и круговыми зубьями, при которых обеспечивается более плавное зацепление, большая несущая способность.

Основные расчетные зависимости для непрямозубых конических передач могут быть получены из соответствующих формул для расчета прямозубых конических передач с учетом особенностей геометрии непрямозубых колес так же, как это сделано для цилиндрических передач.

clip_image101

Рис.1.4. Коническое прямозубое зацепление (clip_image103)

 


Описание коническо-цилиндрического редуктора

Редуктор состоит из чугунных корпуса и крышки, узла зубчатых колес с опорами, крышек подшипников и регулировочных колец (рис.1.5).

Корпус служит для размещения в нем деталей передач, для обеспечения смазки зубчатых колес и подшипников, предохранения их от загрязнения и для восприятия усилий, возникающих в процессе работы механизма. Корпус должен быть прочным и жестким, так как в случае деформации возникает перекос валов, что может привести к повышенному износу зубьев вследствие неравномерности распределения нагрузки и даже к поломке. Для повышения жесткости корпус усиливают ребрами, расположенными на участках размещения опор валов. Для удобства монтажа корпус выполнен разъемным. Плоскость разъема горизонтальна и проходит через оси валов. Нижняя часть корпуса называется картером 1, верхняя – крышкой 2. На крышке имеется смотровое окно 3, закрытое прямоугольной крышкой с отдушиной 4, которая служит для выравнивания давления внутри корпуса редуктора с атмосферным. В картере 1 имеется пробка 5 для слива масла и щуп 6 для замера его уровня. Картер и крышку соединяют болтами 7, 8, которые устанавливаются с зазором. Для предотвращения относительного смещения крышки и картера при сборке их фиксируют двумя коническими штифтами 9.

clip_image105

Рис. 1.5. Редуктор коническо-цилиндрический

 

Для установки ведущего вала в корпусе на подшипниках качения в коническо-цилиндрических редукторах часто применяют стаканы 10. Применяя стаканы, можно назначить одинаковые диаметры отверстий для гнезд подшипников и растачивать их с одной установки. Кроме того, может быть уменьшен брак из-за дефектов механической обработки отверстий и осуществлена замена подшипника с другим диаметром наружного кольца.

Для небольших редукторов в связи с увеличением размеров отверстий расточек под стаканы и увеличением боковых крышек приходится отказываться от применения стаканов и установки подшипников одинакового диаметра непосредственно в корпусе редуктора.

Регулировка зацепления в конических зубчатых редукторах производится постановкой набора металлических прокладок 11 между корпусом и стаканом. Для регулировки подшипников качения набор регулировочных прокладок ставят под крышки.

Назначение отдельных деталей коническо-цилиндрического редуктора аналогично цилиндрическому двухступенчатому редуктору, поэтому подробно на них не останавливаемся.


Приборы и инструменты к работе

Исследуемый редуктор, измерительная линейка, штангенциркуль, разводные ключи (2 шт.), отвертка.

Порядок выполнения работы

 

1. Разборка редуктора и ознакомление с конструкцией и назначением отдельных узлов. Разборку редуктора, если крышки подшипников крепятся к корпусу редуктора винтами, производят в следующем порядке: сначала осторожными ударами выбивают штифты, затем отвинчивают и снимают винты крышек и крышки подшипников; далее отвинчивают и снимают болты, соединяющие крышку и корпус редуктора. Применив отжимной болт, приподнимают крышку на 1–2 мм, а затем снимают ее и кладут на стеллаж рядом с редуктором, замеряют диаметры валов и расстояние между ними. Извлекают быстроходный и тихоходный валы, снимают с валов крышки сквозные, из корпуса извлекают стакан и регулировочные пластины, масляный щуп и сливную пробку.

После разборки знакомятся с конструкцией и назначением деталей и узлов редуктора.

Сборка редуктора производится в обратном порядке.

Примечание. Если крышки подшипников не крепятся к корпусу редуктора винтами, то после штифтов снимают болты, соединяющие крышку и корпус, и далее по порядку, как указано выше в настоящем разделе.

2. Определение параметров зацепления. Для решения этой задачи необходимо произвести ряд точных замеров с помощью штангенциркуля и вычислить параметры зацепления. Величины основных параметров u, b и de2 округляют до стандартных значений (табл. 1.5 и 1.6), если эти величины находятся в пределах отклонений от номинала, обусловленных неточностью замера.

По результатам замеров и произведенным расчетам величин (по формулам) заполняется табл. 1.4, которая входит в содержание отчета.

3. Составление эскизов. Ознакомившись с устройством редуктора и назначением его узлов и выполнив геометрический расчет, составить эскизы одного из валов (быстроходного и тихоходного) и конического колеса.

Объем работ по этому пункту определяет преподаватель.

На эскизах указать установочные, габаритные, присоединительные и посадочные размеры.

Поскольку параметры цилиндрической передачи были подробно определены в предыдущей работе, основное внимание следует уделить изучению параметров зацепления конической пары.

 


Таблица 1.4

Результаты замеров и расчетов параметров зацепления

Измеряемые величины, размерность

Обозначения

Значения величин

1

Число зубьев ведущего колеса

z1 

 

2

Число зубьев ведомого колеса

z2 

 

3

Диаметры окружностей выступов колес, мм

da1, da2 

 

4

Длина зуба, мм

clip_image107

5

Длина образующей делительного конуса, мм

Re 

 

6

Диаметр выходного конца ведущего вала, мм

dI 

 

7

Внутренний диаметр подшипников, мм

dnI, dnII 

 

8

Наружный диаметр подшипников, мм

DI, DII

 

9

Ширина колец подшипников, мм

BI, BII 

 

 

 

 

 

Рассчитываемые величины, размерность

Обозначения
Расчетные формулы и расчет

10

Передаточное число конической зубчатой пары

u

 

11

Внешние делительные диаметры колес, мм

de1, de2 

12

Внешний окружный модуль, мм

me

13

Диаметры окружностей конусов впадин колес, мм

df1, df2

14

Средние делительные диаметры колес, мм

d1, d2

15

Модуль в среднем сечении (средний окружный модуль), мм

m

16

Углы при вершине образующего конуса колес, град.

d1,d2

17

Коэффициент длины зуба по внешнему конусному расстоянию

ψвRe

Выразить формулой

18

Коэффициент полезного действия редуктора

ηP

Примечание. При заполнении табл. 1.4 в графе «Значения величин» указываются обозначение и значение величины, ее размерность, а в графе «Расчетные формулы и расчет» записываются формула и расчет величины с указанием размерности.

 


Таблица 1.5

Номинальные значения внешнего делительного диаметра колеса de2

(по ГОСТ 12289 – 76)

Значения de2, мм

50

63

80

100

125

160

200

250

280

315

355

400

450

500

 

Таблица 1.6

Номинальные значения передаточных чисел (по СТ СЭВ 221 – 75)

Значения u

1,0

1,25

1,6

2

2,5

3,15

4,0

5

6,3


Расчетные формулы

clip_image109

clip_image111

clip_image113

clip_image115

clip_image117

clip_image119

clip_image121

clip_image123

clip_image125

clip_image127

clip_image129

clip_image131

clip_image133

clip_image135

clip_image137

clip_image139

clip_image141

Примечания: 1. При заполнении табл. 1.4 нужно выбрать нужную формулу из вышеприведенных для определения величины и записать ее в графу «Формулы и расчет». 2. КПД пары зубчатых колес hЗп= 0,98. 3. КПД, учитывающий потери пары подшипников качения clip_image143= 0,99. 4. При расчетах clip_image145 и u нужно брать данные из табл. 1.5 и табл. 1.6.


Содержание отчета

1. Наименование и цель работы.

2. Кинематическая схема редуктора.

3. Заполненная табл. 1.4 измеренными и расчетными (по формулам) величинами.

4. Эскизы, выполненные на миллиметровой бумаге.

5. Схема сил, действующих в зацеплении.

6. Выводы по работе.

Примечание. В выводах указать назначение и особенности конструкции исследуемого редуктора, способы смазки зубчатых колес и подшипников, КПД и т. д.

Контрольные вопросы

1. Из каких основных деталей состоит конический редуктор и каково их назначение?

2. Для чего предназначен конический редуктор?

3. Как определить передаточное отношение конической передачи?

4. Как определить внешний окружной модуль? Средний окружной модуль?

5. Какие силы действуют в зацеплении конической передачи?

6. В чем отличие конструкции быстроходного вала от тихоходного?

7. Какие подшипники используются в качестве опор валов конической передачи? Почему?

8. Каким образом производится регулировка зацепления?

9. Каким образом производится регулировка подшипников?

Детали машин (курс лекций, часть 2)

Лабораторная работа 1.3

Изучение конструкции червячного редуктора

 

Цель работы

 

Цель работы ознакомление с устройством червячного редуктора и назначением его отдельных узлов; ознакомление со способами регулировки зазоров в подшипниках и червячном зацеплении; производство замеров и вычисление основных параметров зацепления.

Краткие теоретические сведения

 

Червячные или зубчато–винтовые передачи применяются для передачи движения между валами с перекрещивающимися осями. Оси червяка и колеса перекрещиваются в пространстве чаще всего под углом 90°.

Основные достоинства червячных передач: возможность осуществления большего передаточного числа в одной ступени от (10 до 1 000) при сравнительно небольших габаритах; бесшумность и плавность работы; возможность самоторможения.

Недостатки: Сравнительно низкий КПД; значительные по величине осевые нагрузки на валах червяка и червячного колеса, что усложняет подшипниковые узлы; необходимость применения для венцов червячных колес дефицитных и дорогих антифрикционных материалов; склонность к заеданию и повышенный износ.

По расположению червяка и червячного колеса различают червячные механизмы с верхним, нижним, боковым и вертикальным червяками (рис.1.6).

В настоящее время отечественная промышленность выпускает универсальные червячные редукторы общемашиностроительного применения типа РЧУ по ГОСТ 13563 – 74, которые благодаря наличию съемных лап могут быть установлены в любом из положений (рис. 1.6).

Наружная поверхность червяка может иметь цилиндрическую или вогнутую (глобоидную) форму (рис. 1.7).

В зависимости от формы профиля витка различают:

а) архимедов червяк (рис. 1.8, а) – это цилиндрический червяк, торцевой профиль витка которого является архимедовой спиралью (этот червяк подобен винту с трапецеидальной резьбой);

б) эвольвентовый червяк (рис. 1.8, б) имеет эвольвентный профиль витка в его торцевом сечении (как у косозубого колеса);

в) конволютный червяк – это такой червяк, у которого торцовый профиль витка является удлиненной или укороченной эвольвентой.

В машиностроении из цилиндрических червяков наиболее распространены архимедовы червяки. Их можно нарезать на обычных токарных или резьбофрезерных станках.

clip_image002 clip_image004

а б

clip_image006

в

clip_image008

г

Рис.1.6. Схема расположения червяка и червячного колеса в червячном редукторе: а – горизонтальный червяк под колесом – РЧП; б – горизонтальный червяк над колесом – РЧК;

в – боковое расположение червяка; г – вертикальное расположение червяка

clip_image010

 

б

clip_image012

а

 

 

а

б

Рис.1.7. Червяки: а – цилиндрический; б – глобоидный

clip_image014

а

clip_image016

б

Рис.1.8. Формы профиля витков червяка: а – архимедов; б – эвольвентный

 

По количеству витков червяки делят на однозаходные и многозаходные, по направлению витка – левые или правые. Наиболее распространено правое направление с числом витков червяка z1, зависящим от передаточного числа clip_image018 выбирают так, чтобы обеспечить число зубьев колеса z2 > z2min.

С увеличением числа витков червяка возрастает угол подъема винтовой линии, что повышает КПД передачи. Поэтому однозаходные (одновинтовые) червяки не всегда рекомендуется применять.

В большинстве случаев червяки изготавливают за одно целое с валом, реже – отдельно от вала, а затем закрепляют на нем.

Геометрические параметры червячного зацепления показаны на рис.1.9.

Основной способ смазки червячных редукторов – смазка окунанием. Масляная ванна должна иметь емкость, достаточную для избежания быстрого старения масла и взбалтывания продуктов износа и осадков.

При нижнем расположении червяка уровень масла обычно назначают так, чтобы витки были полностью погружены в него. Уровень масла при верхнем расположении червяка существенного значения не имеет. В быстроходных червячных редукторах большой мощности применяют циркулярную (заменить на понятное слово) смазку. Для устранения утечки масла и попадания внутрь редуктора пыли и грязи в проходных крышках червяка и колеса устанавливают уплотнения. Наиболее часто используют уплотнения манжетного типа.

 

 


Описание червячного редуктора

Для лабораторной работы используют червячные редуктора типа РЧП и РЧУ.

Редуктор состоит из корпуса, крышки, узла червячного колеса и червяка с опорами, крышек подшипников и регулировочных колес (рис.1.10).

Червяк 1 изготовляют из качественной углеродистой стали (ГОСТ 1050 - 75). Боковые поверхности червяка закаливают до высокой твердости, шлифуют, а иногда даже полируют. Форма профиля сечения витков – прямобочная.

Червячное колесо 2 выполняется с ободом (венцом) из бронзы или латуни. Наиболее проста в изготовлении конструкция, в которой венец насажен на центр с натягом. При нагреве посадка может ослабнуть вследствие большого коэффициента местного расширения бронзы, чем чугуна, поэтому в стык венца и центра ввертывают болты с последующим срезанием головок, играющих роль шпилек. При серийном производстве применяют конструкцию – заливку венца в форму с вставленным в нее центром. 

 

clip_image020

Рис.1.9. Геометрические параметры червячной передачи

clip_image022

Рис.1.10. Червячный редуктор с верхним расположением червяка

 

Опоры червяка и червячного колеса представлены радиально-упорными коническими роликовыми подшипниками качения 3, 4. Такие подшипники служат для восприятия радиальной и осевой нагрузки.

Внутренние кольца подшипников устанавливают с натягом на соответствующих опорных участках валов червяка и червячного колеса. Съемные наружные кольца установлены в корпусе редуктора по переходной посадке, что важно для облегчения осевых перемещений колец при монтаже во время регулировки червячного зацепления и зазоров в подшипниках.

В рассматриваемой конструкции червячного редуктора расстояние между опорами валов невелико, поэтому на каждом опорном участке установлено по одному подшипнику.

При больших расстояниях между опорами червяка и повышенной температуре нагрева в одной опоре устанавливают два радиально-упорных подшипника, а в другой опоре ставят так называемый плавающий радиальный подшипник, допускающий осевое смещение вала.

Регулировку натяжения подшипников осуществляют с помощью прокладок из стальной фольги (сталь декапированная). Их устанавливают между крышками подшипников 5 и 6 и корпусом 7. Кроме регулировочных прокладок, между крышками и корпусом помещают уплотнительные прокладки (изготовленные из картона).

Корпус редуктора 7 служит для установки в него собранных узлов, для регулировки зацепления и его смазки, а также для охлаждения редуктора. Корпус редуктора РЧП сделан разъемным по горизонтальной плоскости, проходящей через ось вала колеса.

Крышка 8 обеспечивает доступ в камеру редуктора для периодического осмотра его узлов. Пробка 9 служит для слива масла, а щуп 10 для замера его уровня в картере редуктора. Смазка редуктора осуществляется окунанием червяка в масло, залитое в корпус. При работе внутри корпуса создается масляной туман. Конденсируясь на стенках, масло стекает вниз и смазывает подшипники качения. Масляной туман улучшает также смазку червячного колеса.

Во время работы червячная передача нагревается. Внутри редуктора повышается давление, являющееся причиной утечки масла через уплотнение. Для устранения этого явления в верхнюю часть корпуса ввинчивают отдушину 11, соединяющую внутреннюю полость редуктора с атмосферой.

Центрирование крышки и корпуса редуктора производится при помощи двух конических штифтов 12, расположенных несимметрично, чтобы при сборке крышки и корпус занимали бы такое относительное положение, какое было у них во время обработки отверстий под подшипники.


Приборы и инструменты к работе

Исследуемый редуктор, измерительная линейка, штангенциркуль, разводные ключи (2 шт.), отвертка.

Порядок выполнения работы

1. Разборка редуктора и ознакомление с конструкцией и назначением отдельных узлов. Разборку редуктора производят в следующем порядке (рис.1.10): снимают крышку 6 и извлекают узел червячного колеса. Затем отворачивают винты крепления крышек подшипников и извлекают узел червяка. Вывертывают пробку слива масла 9.

После разборки знакомятся с конструкцией и назначением деталей и узлов редуктора.

2. Определение параметров червячного зацепления. Для решения этой задачи необходимо провести ряд точных замеров с помощью штангенциркуля и вычислить параметры зацепления. Величины основных параметров u, m, q, aw и ψ округляют до стандартных значений (табл. 1.8 – 1.11), если эти величины находятся в пределах отклонений от номинала, обусловленных неточностью замера.

По результатам замеров и произведенным расчетам величин (по формулам) заполняется табл. 1.7, которая входит в содержание отчета.

3. Составление эскизов. Ознакомившись с устройством редуктора и назначением его узлов, и выполнив геометрический расчет, составить эскизы одного из валов (быстроходного или тихоходного) и червячного колеса. На эскизах указать установочные, габаритные, присоединительные и посадочные размеры.

Объем работ по этому пункту определяет преподаватель.

 


Таблица 1.7

Измеряемые и рассчитываемые величины

Измеряемые величины, размерность

Обозначения

Значения

величин

1

Межосевое расстояние, мм

aw

 

2

Осевой шаг, мм

Р

3

Число заходов червяка

z1 

 

4

Направление спирали

 

5

Число зубьев червячного колеса

z2 

 

6

Диаметр вершин зубьев червяка, мм

da1 

 

7

Диаметр выходного конца вала червяка

(быстроходного), мм

dБ 

 

8

Диаметр выходного конца вала колеса

(тихоходного), мм

dT 

 

9

Наибольший диаметр колеса, мм

daM2 

 

10

Средний диаметр вершин колеса, мм

da2 

 

11

Ширина червячного колеса, мм

b2 

 

12

Длина нарезной части червяка, мм

b1 

 

13

Наружный диаметр подшипников качения червячного колеса, мм

D2 

 

14

Наружный диаметр подшипников качения червяка, мм

D1 

 

15

Ширина подшипников, мм

B 

 

16

Внутренний диаметр подшипников червяка, мм

d1n

 

17

Внутренний диаметр подшипников червячного колеса, мм

d2n

 

Рассчитываемые величины, размерность

Обозначения
Расчетные
формулы и расчет

18

Передаточное число редуктора

up

 

19

Осевой модуль червяка, мм

m

 

20

Диаметр делительной окружности червяка, мм

d1 

 

21

Диаметр делительной окружности колеса, мм

d2 

 

22

Диаметр окружности впадин червяка, мм

df1 

 

23

Диаметр окружности впадин колеса, мм

df2 

 

24

Относительный диаметр червяка

q

 

25

Угол подъема линии витка на делительном цилиндре червяка, град.

ψ

 

26

Межосевое расстояние, мм

aw

 

27

КПД редуктора

ηр

 

Примечания: 1. При заполнении табл. 1.7 в графе «Значения величин» указывать обозначение и значение величины, ее размерность, а в графе «Расчетные формулы и расчет» записываются формула и расчет величины с указанием размерности. 2. Как указано в п.2 порядка выполнения работы величины основных параметров m, q, aw, ψ и u округляются до стандартных, если эти величины находятся в пределах отклонений от номинального значения (см. табл. 1.8 – 1.11).


Расчетные формулы

 

clip_image024

clip_image026

clip_image028

clip_image030

clip_image032

clip_image034

clip_image036

clip_image038

clip_image040

clip_image042

clip_image044

clip_image046

clip_image048

clip_image050

clip_image052

 

Примечания: 1. КПД червячной передачи учитывает потери в зацеплении clip_image054, подшипниках clip_image056, а также потери clip_image058 на разбрызгивание и перемешивание масла в закрытых передачах. Дополнительные сведения о КПД червячного редуктора см. в прил. 3. 2. Приведенный угол трения clip_image060, где clip_image062 – приведенный коэффициент трения скольжения. Для стального червяка и бронзового венца колеса предварительно можно принять clip_image062[1] ≈ 0,04 ÷ 0,06. 3. Для определения шага P и модуля m зацепления, а также диаметров выступов da и впадин df зубчатых колес можно использовать специальную методику (прил. 2). 4. При расчетах q, aw, ψ и u данные брать из табл. 1.8 – 1.11.

 


Таблица 1.8

Сочетания модулей m и коэффициентов q, диаметра червяка

(по ГОСТ 2144 – 76)

 

m, мм

q

m, мм

q

m, мм

q

m, мм

q

1,6

10,0

12,5

16,0

20,0

2,5

8,0

10,0

12,5

16,0

20,0

4,0

8,0

10,0

12,5

16,0

20,0

6,3

8,0

10,0

12,5

14,0

16,0

20,0

2,0

8,0

10,0

12,5

16,0

20,0

3,15

8,0

10,0

12,5

16,0

20,0

5,0

8,0

10,0

12,5

16,0

20,0

8,0

8,0

10,0

12,5

16,0

20,0

 

Примечание. Для модулей m ≤ 10 допускается q = 25.

Таблица 1.9

Межосевое расстояние червячных передач (по ГОСТ 2144 – 76)

 

Ряды

Межосевые расстояния aw, мм

1-й

40

50

63

80

100

125

-

160

-

200

-

250

-

315

2-й

-

-

-

-

-

-

140

-

180

-

225

280

-

355

 

Примечание. Следует предпочитать 1-й ряд.

 


Таблица 1.10

Значение угла подъема y на делительном цилиндре червяка

 

Число заходов червяка z1

Значение углов y при q

8

10

12,5

14

16

20

1

7°07'

5°43'

4°35'

4°05'

3°55'

2°52'

2

14°02'

11°19'

9°05'

8°07'

7°07'

5°43'

3

20°33'

16°42'

13°30'

12°06'

10°37'

8°35'

 

Таблица 1.11

Номинальные передаточные числа u (по ГОСТ 2144-76) (СТ СЭВ 267-76)

Ряды

Передаточные числа u

1-й ряд

8

10

12,5

16

20

25

31,5

40

50

63

80

2-й ряд

9

11,2

14

18

22,4

28

33,5

45

56

71

Примечание. Следует предпочитать 1-й ряд.


Содержание отчета

1. Наименование и цель работы.

2. Кинематическая схема редуктора.

3. Заполненная измеренными и расчетными (по формулам) величинами табл. 1.7.

4. Эскизы на миллиметровой бумаге

5. Схема сил, действующих в зацеплении.

6. Выводы по работе.

Примечание. В выводах указать достоинства и недостатки червячных редукторов, их смазка, КПД и т. д.

Контрольные вопросы

1. Проанализируйте кинематические схемы редукторов.

2. Как определить передаточное отношение передачи?

3. Как определить осевой модуль червяка (окружной модуль колеса)?

4. Как определить коэффициент диаметра червяка q?

5. С какой целью корпус редуктора выполняют ребристым? Для чего предусмотрена отдушина?

6. Какие силы действуют в зацеплении?

7. Какие подшипники используются в качестве опор валов червячной передачи? Почему?

8. Как производится регулировка подшипников?

9. Как производится смазка подшипников?

10. Как производится смазка зацепления?

 

 


Лабораторная работа 1.4

Изучение конструкции планетарного редуктора

 

Цель работы:

 

Цель работы ознакомление с устройством редуктора; определение назначения отдельных его узлов; определение основных параметров редуктора.

Краткие теоретические сведения

Планетарными называют передачи, имеющие зубчатые колеса с подвижными осями, называемые сателлитами. Число сателлитов clip_image064. Наибольшее распространение получили передачи с n = 3. Звено, на котором установлены опоры сателлитов, называется водилом. Ось вращения водила является основной осью. Зубчатые колеса, вращающиеся вокруг основной оси и сцепляющиеся с сателлитами, называют центральными колесами.

Достоинства планетарных передач: распределение нагрузки по потокам, в результате чего высокая нагрузочная способность передачи при малых габаритах и массе зубчатых колес; повышенная нагрузочная способность за счет использования внутреннего зацепления; замыкание сил в механизме и передача малых нагрузок на валы и опоры; большие кинематические возможности – существующее множество схем планетарных передач позволяет получить передаточное отношение в широком диапазоне.

К недостаткам планетарных передач по сравнению с обычными зубчатыми можно отнести требование повышенной точности изготовления и относительную точность сборки.

В табл. 1.12 приведены некоторые типовые схемы силовых планетарных передач. Схема 1 является наиболее простой, имеет высокий КПД, небольшие габариты и получила на практике основное применение. В этой схеме сателлит 2 зацепляется одновременно с обоими центральными колесами 1 и 3. Ведущим, как правило, является колесо 1, ведомым – водило H и неподвижное колесо 3. Колесо 1 при вращении заставляет вращаться вокруг своей оси сателлит 2. Последний, зацепляясь с неподвижным колесом 3, обкатывается по нему, увлекая во вращение водило H.

К недостаткам этой схемы можно отнести малую редукцию. Поэтому при большом передаточном отношении силовые планетарные редукторы часто выполняют по этой схеме двух- и трехступенчатыми, образуемыми последовательным соединением двух и трех однородных механизмов.

Схема 2 имеет двухрядный сателлит, расширяющий диапазон передаточных отношений. Передача компактна, однако сложнее в изготовлении и сборке, что ограничивает ее применение.


Таблица 1.12
Схемы силовых планетарных передач

№№ схемы

Кинематическая схема

Звено

Передаточное

отношение u

Ориентировочно КПД

веду щее

ве домое

неподвижное

сателлит

расчетная формула

интервал

clip_image0661

1

H

3

2

u=clip_image068

3…8

0,98

2

clip_image070

1

H

4

2-3

u=clip_image072

7…16

0,96

3

clip_image074

1

H

4

2-3

u=clip_image076

7…16

0,96

clip_image0784

1

H

4

2-3

u=clip_image080

до 16

0,96

H

1

4

2-3

u=clip_image082

31,5…

1600 и более

0,96…0,1 – уменьшается с увеличением передаточного отношения

clip_image0845

1

5

3

2-4

clip_image086

20…

1600

и более

0,96…0,1 – уменьшается с увеличением передаточного отношения

В схеме 3 центральное колесо 4 имеет с сателлитом внешнее зацепление, что отличает ее от схемы 2. Конструкция сложнее в изготовлении, имеет более низкую нагрузочную способность и поэтому не рекомендуется к применению в силовых передачах.

Кинематические возможности схемы 4 при ведущем центральном колесе 1 и схем 2 и 3 мало отличаются. При ведущем водиле схема 4 позволяет осуществить передаточное отношение в широком диапазоне от нескольких десятков до нескольких тысяч, но при сравнительно низком КПД. Поэтому применение передач схемы 4 ограничено и может быть оправдано только в приводах кратковременного действия при умеренных угловых скоростях.

Схема 5, несмотря на большое количество зубчатых колес, очень компактна и позволяет осуществить передаточное отношение в широком диапазоне [1,2]. Применяется вместо схемы 4 в кратковременно работающих приводах при необходимости получения более высокого КПД. Применение этой схемы рационально при передаточном отношении 20…100.

 


Описание планетарного редуктора

В лабораторной работе рассматривается конструкция одноступенчатого планетарного редуктора, выполненного по схеме 1 (рис. 1.11). Передача собрана в литом корпусе 4, закрытом крышками 5 и 6, закрепленными к корпусу болтами 7. Венец неподвижного центрального колеса 3 с внутренними зубьями (z3) закреплен с помощью штифта 8. Ведущий вал 9 соединен с подвижным центральным колесом 1 (z1) с помощью зубчатой муфты 10. В крышку 5 запрессованы два радиальных шарикоподшипника 11 опоры для ведущего вала 9. Опорой для водила Н служат радиальные шарикоподшипники запрессованные: левый -в крышку 6, правый –в корпус редуктора 4. Сателлит 2 (z2) передает нагрузку на водило через радиальные шарикоподшипники 13. Со стороны выхода ведущего 9 и ведомого 14 валов из редуктора крышки 5 и 6 выполнены сквозные и имеют манжетные уплотнения 15 и 16. Все зубчатые колеса выполнены одного модуля. В редукторе предусмотрена пластичная смазка, закладываемая при сборке на одну треть свободного пространства корпуса.

Редуктор работает следующим образом. Центральное колесо 1, приводимое во вращение от двигателя и входящее в зацепление с венцом сателлита 2, вращает последний в противоположную сторону. Сателлит, зацепляясь с колесом 3, обкатывается по нему, увлекая во вращение водило Н в ту же сторону, что и колесо 1.

clip_image088

а

clip_image090

б

Рис.1.11. Одноступенчатый планетарный редуктор: а – кинематическая схема;

б – продольный разрез редуктора

 

 


Приборы и инструменты к работе

Исследуемый редуктор, штангенциркуль, разводные ключи, отвертка.

Порядок выполнения работы

1. Ознакомиться со схемами планетарных передач и областью их применения.

2. Отвернуть болты 7 крепления крышек к корпусу редуктора, разобрать редуктор и ознакомиться с его конструкцией и принципом работы.

3. Подсчитать число зубьев зубчатых колес и вычислить передаточное отношение.

4. Штангенциркулем замерить шаг любого из зубчатых колес и вычислить модуль зацепления. Полученное значение округлить до ближайшего стандартного по СТ СЭВ 310-76 (см. табл. 1.2)

5. Вычислить делительные диаметры всех зубчатых колес.

6. Собрать редуктор.

7. Проверить передаточное число редуктора. Для этого повернуть входной вал на столько оборотов, чтобы ведомый вал повернулся на один оборот. При этом число оборотов входного вала будет примерно равно передаточному отношению редуктора.

По результатам замеров и произведенным расчетам величин (по формулам) заполняется табл. 1.13, которая входит в содержание отчета.

 


Таблица 1.13

Рассчитываемые величины

 

Рассчитываемые величины,

размерность

Обозначения

Расчетные формулы

и расчет

1

Число зубьев зубчатых колес

z1, z2, z3 

2

Передаточное число редуктора

up

3

Окружной шаг первого класса (по делительной окружности), мм

Р1 

4

Модуль зацепления, мм

m

5

Диаметры делительных окружностей зубчатых колес, мм

d1, d2, d3 

6

Межосевое расстояние, мм

аw12 и aw23 

7

Соосность редуктора

аw12=aw23 

 

Примечания:  1. Передаточное число редуктора определяется по формуле (табл. 1.12, схема 1). 2. Окружной шаг Р и модуль m зацепления, а также диаметры выступов da и впадин df зубчатых колес определять по методике изложенной в прил. 2. 3. Диаметр делительной окружности определяется по формуле d= mz. 4. Соосность редуктора представляется равенством межосевых расстояний, т. е. aw12= aw23, или z1+z2 = z3-z2 при равных значениях модулей колес, где знак (+) относится к внешнему зацеплению колес, а знак (-) – к внутреннему зацеплению.

Содержание отчета

1. Наименование и цель работы.

2. Кинематическая схема редуктора.

3. Заполненная измеренными и расчетными (по формулам) величинами. табл. 1.13

4. Выводы по работе.

Примечание. В выводах изложить назначение, особенности, принцип работы и преимущества планетарного редуктора перед другими редукторами; способ смазки зубчатых колес и подшипников; КПД и т. д.

 


Контрольные вопросы

1. Из каких деталей состоит планетарный редуктор?

2. Пояснить принцип работы планетарного редуктора по одной из кинематических схем.

3. Проанализировать все приведенные кинематические схемы редукторов. Есть ли среди них двухступенчатый редуктор?

4. Как определить передаточное отношение редуктора? Модуль?

5. Какие силы действуют в зацеплении?

6. Какие подшипники применены? Как производится их смазка?

7. Как производится смазка зацеплений?

8. Каковы достоинства и недостатки планетарных передач?

Лабораторная работа 1.5.

 


Изучение конструкции волнового зубчатого редуктора

Цель работы изучить конструкцию и назначение редуктора; определить параметры редуктора.

Краткие теоретические сведения

Волновая зубчатая передача является одной из разновидностей механических передач. Название «волновая» она получила в связи с тем, что преобразование движения в ней осуществляется за счет перемещения волны деформации одного из гибких звеньев и соответствующего синхронного перемещения зоны зацепления.

Волновые зубчатые передачи применяются как в редукторах специального, так и общего назначения.

Достоинства волновых передач: возможность получения больших передаточных чисел при сравнительно малых габаритах и весе: в одноступенчатой передаче – от 60 до 400, в двухступенчатой – до 1,5·105.

Большое число зубьев, одновременно находящихся в зацеплении, и, как следствие, высокая нагрузочная способность при малых габаритах; вследствие многопарности зацепления нагрузка распределяется на многие зубья волновой передачи, что позволяет выполнить их мелкомодульными; наличие малых скоростей скольжения в зацеплении, поэтому в волновых зубчатых передачах малый износ зубьев и довольно высокий КПД (0,8…0,9); малые нагрузки на валы и опоры из-за взаимной уравновешенности сил в зацеплении; возможность передачи механического движения в герметизированное пространство.

Описание волнового зубчатого редуктора

Волновой редуктор состоит из трех основных элементов: гибкого колеса 1; жесткого колеса 2; волнового генератора 3 (h) (рис. 1.12, в и рис. 1.13). На обоих колесах нарезаны зубья с одинаковым модулем, число зубьев z1 на два меньше, чем жесткого z2. Разность чисел зубьев характеризует число волн деформации гибкого колеса. На рис. 1.12, а показана кинематическая схема волнового редуктора.

 


Гибкое зубчатое колесо является наиболее напряженным и ответственным элементом волновой передачи, долговечность работы которой во многом определяется рациональностью конструкции и технологией изготовления гибкого колеса. Ресурс работы передачи ограничивается допускаемым числом циклов деформации гибкого зубчатого колеса. В рассматриваемых редукторах гибкое колесо выполнено в виде тонкостенной трубы с зубчатым присоединением к выходному валу. Для установки генератора волн диаметр внутренней поверхности гибкого колеса на участке расположения генератора выполняют по 7-му квалитету точности в системе отверстия, на остальной длине – по Н9.

Шероховатость всех поверхностей гибкого колеса должна быть не грубее Rа 1,25.

Жесткое зубчатое колесо является менее напряженным элементом волновой передачи. Основное требование, предъявляемое в конструкции таких колес, – технологичность изготовления. В первых конструкциях волновых передач жесткие колеса изготовляли как одно целое с корпусом редуктора. В дальнейшем от такой конструкции отказались из-за сложности крепления заготовки (корпуса редуктора) на столе зубодолбежного станка и нетехнологичности процесса. Широкое применение нашли жесткие колеса, выполненные в виде колец 2 (рис. 1.12 и 1.13). Такая конструкция позволяет одновременно нарезать на станке несколько зубчатых венцов.

Генератор волн, установленный внутри гибкого колеса, деформирует гибкое колесо в радиальном направлении, придавая ему овальную форму (рис. 1.12, б). При этом в направлении большой оси вала зубья гибкого колеса находятся в контакте с зубьями жесткого колеса по всей высоте. По горизонтальной оси вершина зуба гибкого колеса находится против вершин зуба жесткого колеса (или впадины против впадины), образуя радиальный зазор между вершинами зубьев. При повороте генератора волн по часовой стрелке на угол, соответствующий одному шагу, зуб вдавливается между зубьями жесткого колеса на всю глубину. При повороте генератора волн на 90° зубья, лежащие на горизонтальной оси колес, находятся в контакте по всей высоте, а по вертикальной оси зубья максимально удаляются один от другого и вершина зуба гибкого колеса находится против вершины зуба жесткого колеса. Когда генератор сделает половину оборота, этот зуб окажется во впадине между зубьями жесткого колеса и гибкое колесо повернется в направлении, противоположном вращению генератора на один зуб, а при полном обороте генератора – на разницу зубьев гибкого и жесткого колес.

 


Механические генераторы по количеству волн деформаций подразделяются на двух-, трех- и четырехволновые. По форме упругой линии деформации гибкого колеса они подразделяются на генераторы свободной и принудительной деформации.

В волновых редукторах с двухроликовым генератором свободной деформации (рис. 1.13) генераторы вызывают искажение формы упругой (нейтральной) линии гибкого колеса под нагрузкой, что обуславливает дополнительные напряжения в гибком колесе – наиболее слабом звене волновой передачи. Они применяются, как правило, в волновых передачах с кратковременным режимом работы.

В данной лабораторной работе рассматривается волновой редуктор с генератором принудительной деформации (рис. 1.12, в), в котором парность зубьев и кинематическая точность гораздо выше, чем с генератором свободной деформации. За счет сохранения формы изгиба гибкого колеса уменьшается погрешность и увеличивается ресурс передачи.

Генераторы принудительной деформации, создающие опору гибкому колесу по всему периметру, изготавливают в виде специально профилированных

кулачков, профиль которых выбирается так, чтобы в зацеплении одновременно находилось несколько пар зубьев колес. Для уменьшения трения между кулачком и гибким колесом устанавливают гибкий подшипник 8, представляющий собой шарикоподшипник с тонкими кольцами, деформированный и напрессованный на кулачок 3(h) овальной формы.

clip_image092

а

clip_image094

б

clip_image096в

Рис. 1.12. Волновой зубчатый редуктор: а – кинематическая схема; б – форма и размер

деформирования гибкого колеса 1; в – продольный разрез редуктора

 

В рассматриваемом волновом редукторе на ведущем валу 11 смонтирован узел, куда входят генератор волн 3(h) и компенсирующая муфта. Муфта состоит из двух полумуфт и диска 9. Одной полумуфтой является генератор волн 3(h), другой ступица 10 жестко сидящая на входном ведущем валу. Ведущий вал посредством компенсирующей муфты и генератора волн соединяется с гибким колесом, которое входит в зацепление с жестким колесом 2 неподвижно посаженном в корпусе 7 редуктора. Другой конец вала опирается на подшипник 12.

Гибкое колесо жестко соединено с выходным (тихоходным) валом 19, находящимся на опорах 13.

Кроме перечисленных деталей, на рис. 1.12, в показаны и крепежные детали: 4 – шайба; 6 и 14 - штифты; 5 и 17 – кольца.

Мощность от двигателя подается на ведущий (быстроходный) вал, на котором находится генератор, и снимается с гибкого колеса тихоходным валом.

Передаточное отношение волнового редуктора определяется через следующие параметры:

clip_image098

где ω1, ω2 – угловые скорости гибкого колеса и генератора; n1, n2 – частоты вращения гибкого колеса и генератора; z1 и z2 - числа зубьев гибкого и жесткого колес; d1, d2 – диаметры делительных окружностей гибкого и жесткого колес; w0 – радиальная деформация гибкого колеса.

Знак минус показывает, что гибкое колесо и генератор волн вращаются в разные стороны.

Приборы и инструменты к работе

Исследуемый редуктор, штангенциркуль, разводные ключи, отвертка.

 

 


Порядок выполнения работы

1. Разобрать редуктор (рис. 1.12, в), который используется для проведения лабораторной работы. Отвернуть винты 15 крепления крышки 16 к корпусу 7, снять крышку и вытащить из корпуса узел, куда входят входной 11 и выходной 19 валы и генератор волн 3(h). clip_image100Разобрать этот узел и ознакомиться с конструкцией редуктора.

2. Измерить штангенциркулем наибольший диаметр окружности впадин clip_image102 деформированного гибкого колеса.

3. Измерить диаметр впадин df гибкого недеформированного колеса.

4. Подсчитать число зубьев гибкого колеса z1 и число зубьев жесткого колеса z2.

5. Определить передаточное отношение

clip_image104.

6. Определить радиальную деформацию гибкого колеса:

clip_image106.

7. Определить модуль зацепления передачи:

clip_image108

Полученное значение модуля округлить до ближайшего стандартного по СТ СЭВ 310 - 76 (табл. 1.14).

Таблица 1.14

Значение модулей

Ряды

Модуль m

1-й ряд

0,3

0,4

0,5

0,6

0,8

1,0

1,25

1,5

2-й ряд

0,35

0,45

0,55

0,7

0,9

1,125

1,375

 

Примечание. Следует предпочитать первый ряд.

8. Замерить толщину стенки гибкого колеса.

9. Собрать редуктор. Проверить передаточное отношение редуктора, которое равно числу оборотов быстроходного вала за один оборот тихоходного вала.

Примечание. Разобрать редуктор (рис.1.13), если для этого возникнет необходимость. Отвернуть винты крепления крышки 4 к корпусу 6 редуктора, снять крышку и жесткое колесо 2, вынуть входной вал 8 с генератором волн 3(h) и гибкое колесо. Снять крышку 5, вынуть входной вал 9 и ознакомиться с конструкцией. Порядок выполнения работы аналогичный указанному выше.

По результатам замеров и произведенным расчетам величин (по формулам) заполняется табл. 1.15, которая входит в содержание отчета.

 


Таблица 1.15

Результаты замеров и расчетов параметров зацепления

п/п

Измеряемые величины,

размерность

Обозначения

Значения величин

1

Число зубьев: колес

гибкого

жесткого

 

z1 

z2 

2

Диаметр окружности впадин гибкого колеса, мм:

деформированного

недеформированного

 

 

df1' 

df1 

3

Длина зуба (рабочая), мм

b

4

Толщина стенки гибкого колеса, мм

s 

Рассчитываемые величины,

размерность

Обозначения

Расчетные формулы и расчет

1

Передаточное отношение редуктора

u 

2

Радиальная деформация, мм

ω0 

3

Модуль зацепления, мм

m

Примечания: 1. Заполнение табл. 1.15 аналогично заполнению табл. 1.3, 1.4, 1.7, 1.13. 2. Расчетные формулы изложены в пунктах 5, 6 и 7 порядка выполнения настоящей работы.

clip_image110

Рис.1.13. Волновой зубчатый редуктор:

1 – гибкое колесо; 2 - жесткое колесо; 3(h) – генератор волн;

4 – крышка передняя; 5 – крышка задняя; 6 – корпус;

7 – шарикоподшипники; 8 – входной (ведущий) вал;

9 – выходной (тихоходный) вал

 

Содержание отчета

1. Наименование и цель работы.

2. Кинематическая схема передачи.

3. Назначение, устройство, принцип работы и достоинства передачи.

4. Заполненная расчетными и измеренными величинами, табл. 1.15.

5. Выводы по работе.

Примечание. В выводах необходимо указать особенности конструкции редуктора, смазку зубчатых колес и подшипников и т. д.


Контрольные вопросы

1. Каково назначение и особенность конструкции элементов редуктора: гибкого колеса, жесткого колеса, генератора волн? Раскройте принцип действия волнового редуктора.

2. Какие подшипники применены? Что представляет собой гибкий подшипник?

3. Как определили передаточное отношение редуктора? Модуль?

4. Как осуществляется смазка зацепления и подшипников?

5. Назовите достоинства, недостатки и применение волновых редукторов.

 


Лабораторная работа 1.6.

Определение коэффициента полезного действия редуктора с прямозубыми цилиндрическими колесами

Цель работы определить КПД редуктора в зависимости от изменения нагрузки; определить КПД редуктора в зависимости от числа оборотов двигателя.

Краткие теоретические сведения

Зубчатые редукторы могут быть с цилиндрическими колесами (цилиндрические), коническими (конические), а также одновременно с теми и другими (коническо-цилиндрические).

Редукторы служат для понижения угловых скоростей и увеличения крутящих моментов .

Мощность на каждом валу редуктора

clip_image112,

где Т - крутящий момент на валу, Н·м; ω – угловая скорость вала, с-1.

Здесь мощность получается в ваттах. Из данной формулы можно получить выражение для определения крутящего момента при известных значениях Р и ω на каждом валу [1, 2, 3].

Угловая скорость

clip_image114,

где n – частота вращения вала, об/мин.

При определении общего КПД редуктора учитываются потери на трение в зацеплении, на трение в подшипниках, на разбрызгивание и перемешивание масла. Потери в зацеплении колес составляют главную часть потерь мощности в редукторе. Раздельное измерение потерь связано с большими трудностями. Поэтому на практике определяют суммарные потери в передаче. При уменьшении полезной нагрузки потери снижаются и становятся минимальными на холостом ходу.

КПД редуктора вычисляют по формуле

clip_image116,

где Т1, Т2 – моменты соответственно на входе и на выходе редуктора; uр – передаточное число редуктора.

 


Описание установки

Установка для изучения работы редуктора ДП-3М (рис.1.14) смонтирована на литом металлическом основании 1 и состоит из узла электродвигателя, нагрузочного устройства и испытуемого редуктора. На узле электродвигателя и нагрузочном устройстве закреплены измерительные устройства. В передней части основания установлена панель управления 3.

Узел электродвигателя смонтирован на литом кронштейне 9, закрепленном к основанию, и состоит из электродвигателя типа СЛ МУН 2С, который питается от источника переменного тока напряжением 220 В и при оборотах n = 1500 об/мин может развивать на валу мощность до 120 Вт.

Статор электродвигателя 7 закреплен в двух рамках 8, оси которых свободно вращаются в двух шарикоподшипниках, установленных в кронштейне 9, т.е. могут вращаться вместе со статором вокруг общей оси с якорем (балансирный электродвигатель). Якорь электродвигателя через эластичную муфту 10 соединен с входным валом редуктора.

На панели слева вмонтирован микроамперметр 4 типа μА М4204, показывающий число оборотов электродвигателя. Цена одного деления микроамперметра соответствует 30 об/мин ротора двигателя.

clip_image118

 

Рис.1.14. Общий вид прибора ДП-3М

 

Устройство для измерения момента, развиваемого электродвигателем, состоит из плоской пружины 5 и микроамперметра 20 типа μА М4204, выведенного на панель управления 3. При включенном электродвигателе реактивный момент статора (равный по абсолютному значению моменту на валу якоря электродвигателя) поворачивает статор и своим рычагом давит на плоскую пружину измерительного устройства, которая удерживает статор от поворота. При этом деформация пружины передается тензодатчиком 6 на шкалу микроамперметра 20 μА М4204, а отклонение стрелки микроамперметра показывает величину деформации пружины, соответствующую крутящему моменту на валу электродвигателя. Для уменьшения колебания стрелки на пружину наклеен резиновый демпфер.

Зная цену деления микроамперметра, по тарировочному графику определяют момент, развиваемый электродвигателем.

Испытываемый редуктор 2 сверху закрыт легкосъемной прозрачной крышкой. Редуктор состоит из шести пар зубчатых прямозубых колес, валы которых смонтированы в шарикоподшипниковых опорах корпуса редуктора. Выходной вал редуктора соединен с нагрузочным устройством через упругую муфту 11.

Нагрузочное устройство 12 представляет собой магнитный порошковый тормоз, служащий для создания тормозного момента на выходном валу редуктора, имитируя рабочую нагрузку редуктора. Нагрузочное устройство смонтировано на литом кронштейне 14, закрепленном к основанию. Статор нагрузочного устройства 12 представляет собой электромагнит, в магнитный зазор которого помещен железный полый цилиндр с выходным валом (ротор нагрузочного устройства). Статор смонтирован на двух шарикоподшипниках, установленных в кронштейне, т.е. может свободно вращаться вокруг общей оси с ротором (балансирная система).

Внутренняя полость нагрузочного устройства заполняется сметанообразной массой, представляющей собой смесь карбонильного порошка с минеральным маслом.

При подаче тока в обмотку электромагнита магнитная смесь оказывает сопротивление вращению ротора, одновременно поворачивая статор, который давит на плоскую пружину измерительного устройства, удерживающую статор от поворота. При этом деформация пружины передаются тензодатчиком 13 на шкалу микроамперметра 21 μА М4204, а отклонение стрелки микроамперметра показывает величину деформации пружины, которая соответствует определенному моменту на выходном валу редуктора. Зная цену деления микроамперметра, по тарировочному графику определяют момент на выходном валу редуктора. Пружины измерительных устройств предварительно градуируют, и их деформации по отклонению стрелок микроамперметра показывают соответственно величину крутящих моментов на валу электродвигателя Т1 и на выходном валу редуктора Т2, т.е. величину момента сил движущих и момента сил сопротивления (тормозного).

В передней части основания установлена панель, на которой размещены кнопка 16, включающая электродвигатель и выключающая его; потенциометр 17, позволяющий бесступенчато регулировать число оборотов электродвигателя; тумблер 18, включающий нагрузочное устройство; потенциометр 19, позволяющий регулировать ток в электромагните нагрузочного устройства.

 


Тарировочные графики

Перед тарировкой микроамперметра стрелки необходимо установить на нуль.

Установка снабжена двумя тарировочными приспособлениями, состоящими из рычагов и двух грузов массой 0,05 кг. Замер плеча производить до плоскости, проходящей через центр массы грузиков.

При градуировке пружины, воспринимающей реактивный момент статора электродвигателя, на кронштейне статора закрепляется градуировочное приспособление. При этом груз массой 0, 05 кг на рычаге устанавливают на нулевую отметку. Передвигая груз по рычагу на следующую от нуля отметку, фиксируем разницу показаний микроамперметра Δμ. Цена одного микроампера равна:

clip_image120

где ∆Т1гр·∆l; Ргр – вес груза; ∆l – изменение плеча (расстояние, на которое переместился груз по рычагу).

Передвигая груз на отметки 60 мм, 90 мм и т. д. и обратно, фиксируя при этом отклонение показаний микроамперметра, определяют цену деления микроамперметра для каждого положения груза. Взяв среднюю величину из трех-четырех показаний, окончательно устанавливают цену деления микроамперметра для Т1. Затем строят тарировочный график, в соответствии с формулой

clip_image122,

где μ1 – показание микроамперметра.

Градуировка пружины, воспринимающей тормозной момент, создаваемый нагрузочным устройством, воспроизводится аналогично. При этом на рычаге устанавливают груз массой 1,0 кг.

Приборы и инструменты к работе

Установка для изучения редуктора, тарировочное приспособление, секундомер, штангенциркуль, отвертка.


Порядок выполнения работы

1. До начала работы необходимо ознакомиться с описанием установки.

2. Снять прозрачную крышку редуктора и ознакомиться с его устройством. Произвести тарировку пружин и заполнить табл. 1.16 и 1.17. Построить тарировочные графики.

3. Подготовить прибор к работе:

а) включите установку в сеть переменного тока 220 В, при этом загорается лампочка 15;

б) установите на «0» микроамперметры 20 и 21;

в) кнопкой 16 включите электродвигатель.

4. Определить передаточное число редуктора uр:

а) сделайте мелом отметку на муфте выходного вала редуктора;

б) ручкой потенциометра 17 установите какую-либо скорость двигателя nдв;

в) с помощью секундомера (или секундной стрелки часов) зафиксируйте число оборотов выходного вала редуктора за определенный промежуток времени (30 секунд или 1 минуту) и определите скорость вала nвых;

г) вычислите передаточное число редуктора clip_image100[1]clip_image124;

д) повторите п. б-г 3-4 раза и вычислите среднее значение передаточного числа uр.

5. Определить зависимость КПД редуктора от нагрузочного момента на выходном валу, т.е. clip_image126(Т2) при nдв=const: 

а) установите ручкой потенциометра 17 определенное число оборотов двигателя nдв. Значения nдв задаются преподавателем;

б) включите кнопкой 18 нагрузочное устройство и ручкой потенциометра 19 установите по стрелке микроамперметра заданный тормозной момент Т2. Значения Т2 задаются преподавателем в микроамперметрах из следующего ряда: 10, 30, 50;

в) рукояткой потенциометра электродвигателя 17 вновь доведите число оборотов электродвигателя nдв до заданной скорости;

г) значения Т1 и Т2 определите по показаниям стрелок микроамперметров и с помощью тарировочного графика, занесите показания в табл. 1.17;

д) повторите п. б-г 4-5 раз и в соответствии с полученными данными постройте график clip_image126[1](Т2) при nдв=const.

6. Определить зависимость КПД редуктора от числа оборотов электродвигателя, т.е. clip_image128 при Т2=const:

а) ручкой потенциометра 19 установите заданный тормозной момент Т2;

б) изменяя число оборотов двигателя ручкой потенциометра 17, добиваясь одинакового значения Т2, снимите показания микроамперметров, занесите данные в табл. 1.19;

в) в соответствии с полученными данными (табл. 1.18) построить график clip_image130 при Т2 = const.

7. С известной долей погрешности, зная общий КПД редуктора, и учитывая, что все ступени зубчатых передач редуктора имеют примерно равные потери передаваемой мощности, определить приближенный КПД для каждой ступени.

Примечание. Число замеров по табл. 1.27-1.31 должно быть не менее 5.

 


Таблица 1.16

Тарировочные данные пружины измерительного устройства величины момента вала электродвигателя

Момент на валу двигателя Т1, г× см (Н ×м)

Показания измерительного устройства, деления шкалы

 

Таблица 1.17

Тарировочные данные пружины измерительного устройства величины момента нагрузочного устройства

Момент на валу нагрузочного

устройства Т2, г× см (Н ×м)

Показания измерительного устройства, деления шкалы

 

Таблица 1.18

 


Экспериментальное определение коэффициента полезного действия редуктора (при nдв = const)

Тормозной момент Т2

Момент на валу двигателя Т1

Коэффициент

полезного действия

деления

шкалы

г∙см (Н ×м)

деления

шкалы

г∙см (Н ×м)

η

 

Таблица 1.19

Экспериментальное определение коэффициента полезного действия редуктора (при T2 = const)

 

Число оборотов двигателя

Момент на валу двигателя Т1

Коэффициент

полезного действия

nдв, об/мин

деления

шкалы

г∙см

η

 

 


Содержание отчета

1. Наименование и цель работы.

2. Схема прибора.

3. Формулы, по которым велись расчеты, исходные данные для расчетов.

4. Таблицы с результатами испытаний, тарировок и расчетов.

5. Графики на миллиметровой бумаге.

6. Выводы по работе.

Примечание. В выводах необходимо отметить характер зависимости изменения КПД редуктора от нагрузочного момента и от числа оборотов электродвигателя.

Контрольные вопросы

1. С какой целью производится тарировка пружин измерительных устройств?

2. Как определили передаточное число редуктора? Сколько ступеней имеет редуктор?

3. Как изменяется коэффициент полезного действия редуктора в зависимости от нагрузочного момента на выходном валу? (см. график)

4. Как изменяется коэффициент полезного действия редуктора в зависимости от числа оборотов электродвигателя? (см. график)

5. Как определили коэффициент полезного действия для каждой ступени?

6. Как соотносится величина коэффициента полезного действия, полученная экспериментально, с известной величиной кпд, равной для цилиндрических передач 0,97 – 0,99? Почему имеется различие?

Детали машин (курс лекций, часть 4)

Лабораторная работа 2.2

 

Испытание болтового соединения, работающего на сдвиг

 

Цель работы определение экспериментальной зависимости сдвигающей силы от силы затяжки болта, уточнение коэффициента трения на поверхности соединяемых деталей.

Краткие теоретические сведения

Болтовое соединение деталей, нагруженных сдвигающей силой (поперечная нагрузка), производится в машиностроении двумя способами.

1. Плотно вставить болт (болты) в отверстие с последующим срезом болта. Величина затяжки значения не имеет. Недостатком конструкции такого соединения является его нетехнологичность. Требуется высокая точность выполнения отверстия и болта (6, 7 квалитеты точности). После сверления отверстий требуется операция развертывания. Посадка болта в отверстие clip_image002  

2. Вставить болт в отверстие с большим зазором (приблизительно до одного миллиметра). Отверстие сверлится без развертывания, болт также изготовлен по свободному номинальному размеру. Основной положительный фактор заключается в технологичности, но требуется контроль силы затяжки болтов при сборке соединения. Внешняя нагрузка сдвига F уравновешивается силами трения на плоскостях стыков соединяемых деталей. Трение образуется от сил затяжки болта (болтов). Болт работает только на растяжение от силы затяжки, так как. выборка зазора недопустима – соединение считается нарушенным [1, 2, 3].

Сила F, при которой детали сдвигаются, является предельной для данной затяжки болта F3.

Надежность такого соединения зависит от точного определения затяжки болта F3 и точности контроля ее при сборке соединения. На точность определения силы затяжки болта влияет значение коэффициента трения на плоскостях стыков соединяемых деталей ƒc, который определяется шероховатостью поверхности стыка, наличием смазки, маркой используемых материалов т. д. Применение избыточных величин коэффициента запаса сцепления приводит к неэкономичности и увеличению веса соединения. Экспериментальное изучение дает возможность исследовать изменение силы затяжки F3 (момента завинчивания гайки Тзав) в зависимости от сдвигающей силы F, уточнить значение коэффициента трения ƒс и выбрать целесообразно коэффициент запаса сцепления Кз.

clip_image004

Рис.2.5. Резьбовое соединение с зазором

 


Расчетные зависимости

Предельная сдвигающая сила F должна равняться силам трения, возникающим на поверхностях стыков

clip_image006

где ί – число стыков (на рис. 2.5 ί = 2).

Или, заменив силы трения силой затяжки F3 и коэффициентом трения ƒс, получим окончательную зависимость

clip_image008, (1)

где clip_image010 – коэффициент трения на поверхности стыков; F3 - сила затяжки болта; k – коэффициент запаса (k = 1,3…1,5 при статической нагрузке, k = 1,8…2,0 при переменной нагрузке).

Обычная сила затяжки измеряется моментом завинчивания Тзав (контролируется динамометрическим ключом), исходя из следующей теоретической зависимости

clip_image012 (2)

где Тр – момент сил трения в резьбе; Тт – момент сил трения на опорной поверхности гайки; d2 – средний диаметр резьбы; Ψ - угол подъема резьбы; φ´ - приведенный угол трения clip_image014(clip_image016; clip_image018); ƒт – коэффициент трения на опорной поверхности гайки; D – наружный диаметр опорной поверхности гайки (размер под ключ); d0 – внутренний диаметр опорной поверхности гайки (равен отверстию под болт в шайбе).

Подставляя в уравнение (1) значение F3, найденное по зависимости (2), получим

clip_image020 (3)

Эта зависимость дает возможность построить график FТзав. График будет линейным, если коэффициенты трения clip_image022; clip_image024; clip_image026 неизменны (или меняются незначительно) при различных величинах затяжек.

Согласно уравнению (3) можно по экспериментальным значениям момента завинчивания Тзав и сдвигающей силы уточнить значение коэффициента трения ƒс на поверхностях стыков соединяемых деталей при условии точных значений коэффициентов трения в резьбе и на опорной поверхности гайки. Точное значение коэффициента трения ƒс обуславливает определение точной величины сил затяжки болта F3 , что обеспечивает надежность соединения при малых значениях коэффициента запаса К (не более 1,2).

 


Оборудование и приборы

Ручной винтовой пресс, динамометрический ключ со сменной головкой.

Винтовой пресс (рис. 2.6) с двумя цилиндрическими стойками, жестко закрепленными с основанием и двумя траверсами ( верхней и нижней). Тяговой силовой деталью является винт с ходовой резьбой и гайкой – ползуном нижней траверсы. Ползун, будучи зафиксированным шпонкой от поворота, перемещается в нижней траверсе вдоль оси отверстия при вращении маховика винта. Ползун через динамометр соединен с основанием, а колодка выполняет роль средней пластины. Расстояние между рисками на колодке и левой пластины соответствует зазору в болтовом соединении.

Динамометрическим ключом, как и в лабораторной работе 2.1, создается и измеряется момент завинчивания с помощью тарированной шкалы на ключе.

 


Порядок выполнения работы

1. Расчет силы трения при сдвиге.

1.1. Пластину, колодку, болт с шайбой и гайкой выбирают по указанию преподавателя. Обычно для ручного винтового пресса при испытании применяют болты диаметром 12…20 мм (ГОСТ 9150-81). Резьба метрическая. Наружный диаметр d и шаг резьбы р замеряют штангенциркулем и округляют до номинальных по ГОСТ 9150-81. Другие параметры резьбы: внутренний и средний диаметры d1 и d2, угол подъема резьбы Ψ, площадь наименьшего сечения берут по табл. 2.1(ГОСТ 9150-81), лабораторная работа 2.1.

clip_image028
Рис.2.6. Винтовой пресс:

1 – маховик; 2 – шарикоподшипник; 3 – траверса верхняя;

4 – ползун; 5 – винт; 6 – траверса нижняя; 7 – стойка; 8 – шпонка;

9 – динамометр; 10 – гайка; 11 – болт; 12 – шайба; 13 – пластина;

14 – колодка; 15 – ось; 16 – основание

Допустимую силу затяжки болта [F3] определяют по формуле

 

clip_image030 (4)

где clip_image032-площадь поперечного сечения болта (см. табл.2.1); К - коэффициент соотношения σэкв/σ для метрических резьб здесь будет равным 1,3; [σр] - допустимое напряжение при растяжении, которое вычисляется по формуле

р]= σт / S,

где σт - предел текучести, S - коэффициент запаса прочности.

Данные по этим параметрам для некоторых сталей приводятся в табл. 2.1 - 2.3 (лабораторная работа 2.1).

1.2. Определяют по формуле (2) момент завинчивания Тзав, соответствующий допустимому значению силы затяжки [F3].

Усредненные значения коэффициента трения на поверхности стыка можно задать по следующим рекомендациям:

а) чисто обработанные поверхности при наличии смазки ƒс = 0,15;

б) чисто обработанные поверхности без смазки ƒс = 0,2;

в) грубо обработанные поверхности без смазки ƒс = 0,3.

Коэффициенты трения в резьбе болта clip_image034 и на опорной поверхности гайки ƒт следует задать по значениям коэффициентов для болтов (лабораторная работы 2.1, в которой clip_image034[1]и ƒт экспериментально определяют (подобрать болты одного материала и класса шероховатости).

Приведенный угол трения для резьбы рассчитывают как φ´= arctgclip_image034[2].

1.3. Измеряют наружный – D и внутренний – d0 диаметры опорной поверхности гайки.

1.4. Подсчитывают силу сдвига F по формуле (3) при значениях 0,25; 0,5; 0,75 и 1,0 Тзав. Результаты вносятся в табл. 2.8.

1.5. Строят график зависимости расчетной силы сдвига и момента завинчивания (FТзав), считая график линейным (рис. 2.7).

2. Проверка силы трения опытным путем.

2.1. Проворачивая вокруг нижней оси боковые пластины, совмещают отверстия пластин и колодки, вставляют болт, надевают шайбу и завертывают гайку от руки. Ставят планку, предотвращающую от поворота болт, закрепляя ее винтами. Риска на колодке совмещается с риской на боковой пластине.

F – сила сдвига, кН

12

10

8

6

4

2

0

20

40

60

80

100

120

140

Момент завинчивания Тзав, Нм

 

Рис.2.7. График (F–Тзав)

2.2. Затягивается гайка болта динамометрическим ключом момента, составляющего примерно 0,25·Тзав (Тзав подсчитан выше). Момент завинчивания фиксируется по тарированной шкале ключа. Отклонения стрелки шкалы динамометрического ключа соответствуют значениям момента завинчивания.

Указание. Ключ вращать плавно и непрерывно до нужного показания стрелки на шкале. Целесообразно, чтобы работу проводили два студента. Один студент плавно и непрерывно вращает динамометрический ключ до команды «стоп», подаваемой вторым студентом, после чего ключ снимается.

2.3. Для данной затяжки болтовое соединение нагружается вращением маховика пресса по стрелке индикатора в соответствии с тарировочным графиком динамометрического кольца (табл. 2.9). Начало сдвига определяется по скачку стрелки индикатора динамометрического кольца (прекращается прирост нагрузки). Наибольшее показание стрелки соответствует силе сдвига F для данной величины затяжки и заносится в табл. 2.10.

Указание. Целесообразнее, чтобы испытание проводили два студента. Один студент нагружает соединение, плавно, медленно и непрерывно вращая маховик пресса, второй фиксирует и снимает показание динамометра и подает команду «стоп».

2.4. Так же, как в пункте 2 и 3 определяется сила сдвига от затяжки болта моментом, равным 0,5 Тзав; 0,75 Тзав; Тзав.

После сдвига колодки относительно пластин производят затяжку следующим значением момента завинчивания – без снятия предыдущей затяжки. При этом необходимо следить, чтобы черта на колодке не выходила за пределы двух черточек на пластине (иначе «выберется» зазор и болт будет подвергаться деформации изгиба).

2.5. По данным испытания наносят точки на график F - Tзав (рис. 2.5) и проводят через них плавную линию. Если какая-либо точка резко отклоняется от других, испытание для нее следует повторить.

3. Уточнение коэффициента трения на поверхности стыка соединяемых деталей

Формула (3) позволяет по опытным данным момента завинчивания Тзав. и соответствующей ему силе сдвига Fc, которая равна силе трения на поверхностях стыка, определить точное значение коэффициента трения ƒс на поверхностях стыка соединяемых деталей. При этом коэффициенты трения в резьбе clip_image036 (угол трения clip_image038) и на опорной поверхности гайки fт должны быть точными величинами, выверенными опытным путем. Это достигается на установке лабораторной работы 2.1.

Для болта, используемого в настоящей лабораторной работе, можно взять данные по коэффициенту трения в резьбе clip_image036[1] и на опорной поверхности гайки fт от аналогичного болта (одинаковый материал и класс шероховатости трущихся поверхностей) из лабораторной работы 2.1; иначе, провести на установке лабораторной работы 2.1, специальные испытания для болта, применяемого в настоящей работе, по наибольшей силе затяжки F3 (моменту – Тзав) и выявить коэффициенты трения в резьбе clip_image036[2] и на опорной поверхности гайки fт, что, конечно, будет еще точнее.

После определения силы сдвига F от полного момента завинчивания Тзав определяется коэффициент трения ƒс на поверхности стыка по формуле (3). Сравнить уточненное значение коэффициента трения ƒс на поверхности стыка деталей с принятым средним показателем и сделать выводы.

 


Таблица 2.8

Расчет силы трения при сдвиге

п/п

Замеряемые величины, размерность

Обозначения

Значения

величин

1

Наружный диаметр болта, мм

d

2

Шаг резьбы, мм

P

3

Внутренний диметр резьбы, мм

D1 

4

Средний диаметр резьбы, мм

d2 

5

Угол подъема резьбы, град.

ψ

6

Материал болта. Указывается марка стали.

 

7

Коэффициент трения для торца гайки (принимается из лабораторной работы 2.1)

fт 

8

Приведенный коэффициент трения для резьбы (принимается из лабораторной работы 2.1)

clip_image036[3] 

9

Коэффициент трения для стыка (выбирается усредненный)

fc 

10

Диаметр опорной поверхности гайки

наружный, мм

D

внутренний, мм

d0 

№ п/п

Рассчитываемые величины, размерность

Обозначения

Расчетные

формулы и расчет

11

Приведенный угол трения для резьбы

clip_image040 

12

Допускаемое напряжение на растяжение, МПа

Р]

13

Допускаемая сила затяжки, Н

[F3] 

14

Крутящий момент затяжки, Нм

[Tзав] 

15

Сила трения при сдвиге, Н (кН)

F

F1 = при 0,25Tзав

F2 = при 0,5Tзав

F3 = при 0,75Tзав

F4 = при 1,0Tзав

 

 

Примечания. 1. При заполнении табл. 2.8 в графе «Значения величин» указать обозначение и значение величины, ее размерность, а в графе «Расчетные формулы и расчет» записывать формулы и подсчет величины, с указанием размерности. 2. Справочные данные по материалу болта см. в табл. 2.1 и 2.2.

 


Таблица 2.9

Тарировочная таблица динамометрического кольца

Показания индикатора, мм

Нагрузка, кг

0,05

0,10

0,15

0,20

0,25

0,30

0,35

0,40

160

320

480

640

820

980

1140

1300

 

Примечание. В расчетах нагрузку переводить в ньютоны, а в промежутках показаний индикатора ее определять интерполированием.

Таблица 2.10

Проверка силы сдвига опытным путем

Момент на ключе (Н·м) 0,25Тзав÷ Тзав

Сила трения при сдвиге F, Н (кН)

Уточненный коэффициент трения в стыке

ƒс =

 

 


Содержание отчета

1. Наименование работы.

2. Схема соединения для испытания.

3. Эскиз болтового соединения, вычерченный по размерам с натуры.

4. Расчет силы трения при сдвиге. Заполнить табл. 2.8.

5. Проверка силы трения опытным путем. Заполнить табл. 2.9.

6. Графики F - Тзав, расчетный и экспериментальный (рис. 2.7).

7. Выводы по работе.

Контрольные вопросы

1. Чем объяснить возможное несоответствие расчетной силы сдвига и определенной экспериментом силы сдвига для какого-либо момента завинчивания?

2. Какая наблюдается закономерность силы сдвига при изменении силы затяжки F3 (момент завинчивания Тзав) и как это объяснить?

3. Какие изменения следует внести, чтобы при одной и той же затяжке увеличить силу сдвига?

4. Чем объяснить (если это имеет место) криволинейность графика зависимости FТзав?

5. Целесообразно ли использовать смазку при осуществлении этих соединений (если да, то где и с какой целью)?

 


Лабораторная работа 2.3

 

Испытание клеммовых соединений

 

Цель работы экспериментальное исследование зависимости осевого усилия, воспринимаемого клеммовым соединением, от усилия затяжки болта F3.

 

Краткие теоретические сведения

Клеммовые соединения

Клеммовое соединение (рис 2.8) представляет собой разъемное соединение, основанное на действии сил трения, соединение, в котором между ступицей (для краткости клеммой) и валом необходимое нормальное давление создается затяжкой болтов (винтов, шпилек) [1, 2, 3].

clip_image042

Рис.2.8. Нормальное давление в клеммовом соединении

 

Клеммовые соединения допускают постановку деталей в любом угловом положении, в любом положении по длине гладкого участка вала. Вал не ослабляется шпоночной канавкой, шлицами, как в шпоночном или шлицевом соединении.

На рис. 2.9 показаны клеммовые соединения с разъемной (рис. 2.9, а) и разрезной (рис. 2.9 , б) ступицами.

Соединения с разъемной ступицей сложнее, их применяют при необходимости монтажа без снятия других деталей, расположенных на валу.

Клеммовые соединения нагружаются осевой силой Fa, крутящим моментом T, а также одновременно силой и моментом.

Если клеммовое соединение нагружается осевой силой Fa, то уравнение прочности, т.е. неподвижности ступицы относительно вала, запишется в виде

clip_image044

где Fa – осевая сила; clip_image046 – суммарная, нормальная к поверхности вала сила со стороны полуступицы; f – коэффициент трения.

clip_image048

а б

Рис. 2.9. Клеммовые соединения: а – с разрезной ступицей; б – с разъемной ступицей

 

Если клеммовое соединение нагружается крутящим моментом Т, то уравнение прочности имеет вид

clip_image050 (1)

где d – диаметр вала.

При одновременном действии крутящего момента и осевой силы, сдвигающая сила определяется как равнодействующая окружной силы от момента clip_image052 и осевой силы Fa

clip_image054,

и уравнение прочности запишется по этой равнодействующей:

clip_image056 (1а)

В данной работе проводится экспериментальное исследование зависимости осевой силы от силы затяжки clip_image058, т. е. при нагружении клеммового соединения осевой силой.

Величина clip_image060 а следовательно, и закон распределения давления по окружности, зависит от характера соединения клеммы с валом при одном и том же усилии затяжки болта clip_image062.

Для теоретических расчетов рассматриваются следующие три основных случая распределения давления (все случаи являются аппроксимацией фактического распределения давления).

1. Клемма обладает большой прочностью, а посадка деталей выполнена с большим зазором или же отверстие имеет эллиптическую форму (рис. 2.10). Наиболее наглядно это видно при разъемной ступице (рис. 2.10, а). При этом можно допустить, что контакт деталей происходит на небольшом участке, проектирующемся практически в точку. Тогда сила трения для полуступицы

clip_image064

где f – коэффициент трения.

Из условия равновесия полуступицы

FN 2 F3

и тогда

clip_image066.

clip_image068

clip_image070

а

б

clip_image072

в

Рис. 2.10. Распределение давлений в ступице: а – с зазором;

б – по косинусоидальному закону; в – по равномерному распределению давления

(2)

 

 


2. Давление распределяется по косинусоидальному (серповидному) закону (рис. 2.10, б). Такое распределение возможно при нежесткой ступице с первоначальным зазором или при жесткой ступице с малым натягом, что наиболее характерно при разрезной ступице. В этом случае давление на поверхности зажима повторяет эпюру вмятин вала в ступицу. Давление максимально в направлении, перпендикулярном к разъему, а сходит на нет в плоскости разъема по косинусоидальному закону р = р0 соsα (рис. 2.11).

Теоретическая зависимость между осевой силой и силой затяжки может быть получена при помощи следующего рассуждения.

clip_image074

Рис. 2.11. Распределение давления по косинусоидальному закону

 

Равнодействующая давления со стороны каждой полуступицы определится как сумма (интеграл) проекций элементарных сил на вертикальную ось z

clip_image076

clip_image078.

Суммарная нормальная к поверхности вала сила от каждой полуступицы определится как сумма элементарных сил

clip_image080

и, выражая р0 через Fр, получим

clip_image082

Согласно равновесию полуступицы сила затяжки каждого из болтов при одном болте с каждой стороны

clip_image084 или clip_image086,

а зависимость осевой силы и силы затяжки будет следующей

clip_image088 (3)

3. Равномерное распределение давления по окружности, приблизительно может иметь случай при сравнительно невысокой жесткости ступицы и момент от осевых сил затяжки болтов увеличивает давление вблизи разъема (рис. 2.10, в; рис. 2. 12).

clip_image089

Рис. 2.12. Равномерное распределение давление по окружности

 

Равнодействующая давления со стороны полуступицы

clip_image091

Суммарная, нормальная к поверхности вала сила от полуступицы

clip_image093

Согласно условию равновесия полуступицы, сила затяжки болта

clip_image095 или clip_image097

Уравнение зависимости осевой силы и силы затяжки

clip_image099 (4)

Итак, имеем три уравнения:

clip_image101

clip_image103

clip_image105

Полученные формулы пригодны как для клеммовых соединений с разъемной, так и с прорезной ступицей. При ступице с прорезью дополнительной затяжкой болтов для выборки зазоров обычно пренебрегают или, для большей надежности, вводится коэффициент 1,1.

Для вычисления максимального осевого усилия F, воспринимаемого клеммой, определяют допустимую силу затяжки

clip_image107 (5)

где d1 - внутренний диаметр резьбы (см. табл.2.1 (лаб. раб. 2.1)ГОСТа на резьбу);[σ]р - допускаемое напряжение при растяжении

[σ]р= σт / S; (6)

σт  - предел текучести материала болта (см. табл.2.2 (лаб. раб. 2.1); S - коэффициент запаса прочности: S = 2…3 (берется среднее значение 2,5).

Ступица проверяется на удельное давление:

clip_image109 (7)

где σт - предел текучести материала ступицы.

Коэффициент трения ƒ в соединении зависит от материала (материалом является сталь по стали), от качества обработки поверхности (класс шероховатости) и удельного давления по поверхности ступицы. Класс шероховатости поверхности устанавливается по двум видам механической обработки – чистое течение и шлифование. Давление устанавливается расчетом по формуле (7).

График зависимости ƒ–р от обработки поверхности приводится на рис.2.13.

clip_image111

Рис. 2.13. Графики зависимости fp: 1 – обработка: чистовое точение,

развертывание; 2 – обработка: шлифование

 


Оборудование и приборы

Экспериментальное клеммовое соединение (рис. 2.14) содержит стержень 2, который вставляется в клемму 1 так, чтобы торец клеммы упирался в буртик стержня. Затяжка клеммы осуществляется болтом (шпилькой) 5 с гайкой 8. Для контроля усилия затяжки болта F3 на болт надета динамометрическая пружина 9 с индикатором 6.

На конец стержня одет стакан 4, опирающийся на стержень через центрирующий шарик.

clip_image113

Рис. 2.14. Экспериментальная установка клеммового соединения

Нагружение клеммового соединения производится на винтовом прессе (рис. 2.15), обеспечивающим возможность испытания на растяжение-сжатие. Осевое усилие создается поворотом маховика пресса и замеряется динамометрическим кольцом с индикатором.

Графики зависимости Fа – FЗ (рис. 2.16), построенные по уравнениям (2, 3, 4) линейны из начала координат. По данным уравнений (2, 3, 4) видно, что наибольшая сила передается при равномерном распределении давления (оптимальный случай).

Однако в реальных конструкциях клеммовых соединений распределение давления по поверхности вала-ступицы не только не равномерно, но и не закономерно. Закон распределения зависит также и от величины затяжки болта. Поэтому график зависимости Fа-F3 – это кривая линия, приближающаяся на каких-то участках наиболее точно к теоретическим прямым, построенным по формулам (2, 3, 4). Сопоставление экспериментальной кривой с теоретическими графиками (прямые линии) позволяет сделать определенные выводы.

Лабораторная работа состоит из двух частей: теоретической и экспериментальной.

При выполнении первой части расчетным путем определяют допускаемое усилие затяжки болта [F3] по формуле (5). Далее определяют соответствующие допустимой затяжки осевые усилия [Fа] по формулам (2, 3, 4).

clip_image115

Рис.2.15. Ручной винтовой пресс, используемый для проведения испытаний:
1 – основание; 2 – подставка; 3 – клеммовое соединение; 4 – индикатор;
5 – динамометрическое кольцо; 6 – ползун; 7 – маховик

Fа, кН

40

30

20

10

 

0 1 2 3 4 5 6 7 F3,кН

Рис. 2.16. Графики зависимости FаF3

На графике наносят точки соответственно найденным значениям [F3] и [Fа] и соединяют с началом координат. Получаем теоретические зависимости усилия осевого сдвига Fа от усилия затяжки болта (шпильки) F3 соответственно формулам (2, 3, 4), т. е. в зависимости от трех случаев распределения давления по поверхности вала.

При выполнении второй части величина затяжки болта и величина осевого усилия определяется экспериментально (несколько – 4…5 точек), строится кривая на том же графике. Производится анализ экспериментальной зависимости Fа – FЗ.

 

 


Порядок проведения работы.

 

1. Расчетная часть

1.1. Замерить наружный диаметр резьбы болта (шпильки) d.

1.2. Замерить шаг резьбы р.

1.3. Пользуясь табл. 2.1 (лаб. раб. 2.1) метрической резьбы, определить внутренний диаметр d1.

1.4. Подсчитать допустимое напряжение растяжения болта [σ]р по формуле (6).

1.5. Подсчитать по формуле (5) допускаемое усилие затяжки [F3].

1.6. Замерить диаметр отверстия клеммы d0 и диаметр стержня dс с точностью до 0,001мм.

1.7. Определить разность между диаметрами отверстия клеммы и стержня (занести в табл. 2.11 со знаком «+», «-» натяг) и определить характер посадки: неподвижная, подвижная и дать оценку зазору (натягу); небольшие зазоры до +0,010мм, натяги от –0,001 до – 0,010мм.

1.8. Замерить наружный диаметр ступицы клеммы dк, определить отношение dк/dн, характеризующее жесткость ступицы (отношение в пределах 1,5…1,8 – средняя жесткость, меньше 1,5 и больше 1,8 – соответственно малая и большая, где dн – номинальный диаметр ступицы), а также длину ступицы l.

1.9. Определить удельное давление р по формуле (7), сравнить с допускаемым.

1.10. Определить по графику (рис. 2.13) коэффициент трения ƒ.

1.11. Выбрать из трех наиболее подходящую расчетную схему (рис. 2.10).

1.12. Определить допускаемое усилие сдвига [Fа] по допускаемому усилию затяжки [F3], отметив на графике точку, соединив ее с началом координат, выделив прямую жирной линией или красным цветом.

1.13. Определить осевое усилие сдвига [Fа] и для других расчетных случаев построить графики их обычными линиями.

1.14. Построить графики теоретической зависимости осевого усилия от усилия затяжки (рис. 2.16).

Примечание. Все измеренные и расчетные величины заносятся в табл. 2.11.

 


2. Экспериментальная часть

 

2.1. Собрать клеммовое соединение и установить его на подставку так, чтобы буртик стержня входил в отверстие подставки.

2.2. Установить стрелку индикатора 6 на «0» (рис. 2.14).

2.3. Затянуть болт (шпильку) с усилием, равным 0,25 [F3], допускаемой затяжки. Усилие затяжки контролируется индикатором 6.

Примечание. Затяжку шпильки и контроль выполняют два или три студента. Один студент производит затяжку, второй поддерживает подставку с клеммовым соединением, третий – контролирует показания индикатора и подает команды.

2.4. Поместить подставку на стол пресса и закрепить.

2.5. Установить стрелку индикатора 4 динамометрического кольца 5 (рис. 2. 16) на «0». Ножка индикатора устанавливается с первоначальным поджатием так, чтобы при деформации кольца она перемещалась вместе с кольцом.

2.6. Подвести ползун 6 (рис. 2.15) к динамометрическому кольцу, вращая маховик пресса 7, медленно нагружать соединение до нарушения неподвижности, что контролируется остановкой стрелки индикатора (прекращение прироста нагрузки).

2.7. Последовательно повторяя такие испытания, увеличивая затяжку от 0,25; 0,5; 0,75; для [F3] получают соответствующие данные, которые заносятся в табл. 2.12.

2.8. По полученным данным построить экспериментальную зависимость осевой силы Fа и силы затяжки болта F3 на графике FаFЗ (рис. 2.16).

На этом заканчиваются испытания по заданной [F3].

 


Содержание отчета

1. Наименование работы.

2. Схема клеммового соединения.

3. Заполненная измеренными и расчетными величинами табл. 2.11.

4. Определить допускаемое усилие затяжки болта [F3] по формуле (5) и соответственно для этой затяжки рассчитать осевое усилие [Fа] по формулам (2, 3, 4).

5. Построенные теоретические зависимости усилия осевого сдвига Fа от усилия затяжки болта F3 на графике Fа-F3 (рис. 2.16) соответственно трем схемам распределения давления.

 


Таблица 2.11

Расчет осевой силы, воспринимаемой экспериментальным клеммовым соединением

 

Замеряемые величины,

размерность

Обозначения

Значения величин

1

2

3

4

1

Диаметр стержня (вала), мм

dс

2

Диаметр отверстия клеммы, мм

d0

3

Средний первоначальный зазор (натяг), мм

δ

4

Наружный диаметр ступицы клеммы, мм

dк

5

Длина ступицы клеммы, мм

l

6

Наружный диаметр резьбы шпильки, мм

d

7

Шаг резьбы, мм

Р

8

Внутренний диаметр резьбы, мм

d1

 

Окончание табл. 2.11

1

2

3

4

Рассчитываемые величины,

размерность

Обозначения

Расчетные формулы и расчет

9

Отношение наружного диаметра ступицы к номинальному диаметру стержня (вала)

clip_image117

10

Допускаемое напряжение при растяжении болта, МПа

р]

11

Допускаемая сила затяжки болта, кН

[F3] 

12

Удельное давление в ступице клеммы, МПа

р

13

Коэффициент трения

f

14

Воспринимаемое усилие сдвига

клеммовым соединением, кН

Расчет Fа

по схеме

а, б, в

а) Fа кН

б) Fа кН 

в) Fа  кН

 

Примечания. 1. Заполнение табл. 2.11 аналогично заполнению табл. 2.5 и 2.8. 2. Некоторые размеры болта можно принимать по ГОСТ 9150-81 (см. табл. 2.3).

 


Таблица 2.12

Определение воспринимаемой осевой силы экспериментальным путем

Сила затяжки

[F3] кН

0,25

0,5

0,75

1,0

Осевая сила сдвига

Fа кН

 

Таблица 2.13

Тарировочная таблица малой динамометрической пружины

 

Показания индикатора, мм

Нагрузка, кг

0,08

0,12

0,16

0,20

0,24

0,28

0,32

0,36

160

240

320

400

480

560

640

720

 

 

Примечание. В расчетах нагрузку переводить в ньютоны, а в промежутках показаний индикатора ее определять интерполированием.

6. Определение величины осевого усилия экспериментальным путем, последовательно повторяя испытания, при увеличивающейся затяжке [F3] (0,25; 0,5; 0,75; 1,0). Полученные величины записать в табл. 2.12 и построить экспериментальную кривую на графике Fа-F3 (рис. 2.16).

7. Выводы по работе.

 


Контрольные вопросы

1. При каких значениях затяжки болта экспериментальная кривая ближе всего приближается к тем или иным теоретическим графикам и почему?

2. На каких участках экспериментальная кривая ближе подходит к графику выбранной расчетной схемы и почему?

3. Оправдывается ли выбор расчетной схемы? Если да, то почему?

4. Какую поправку надо внести в расчетные формулы (2, 3, 4), чтобы получить наиболее полное соответствие между расчетными и экспериментальными данными?

5. Написать расчетное уравнение с учетом поправки.

Детали машин (курс лекций, часть 3)

Лабораторная работа 1.7
Изучение работы фрикционной лобовой передачи

 

Цель работы определение зависимости коэффициента проскальзывания от момента нагрузки; определение зависимости коэффициента проскальзывания от силы прижатия; определение зависимости коэффициента проскальзывания от текущего радиуса; определение зависимости фактического передаточного отношения от текущего радиуса; определение КПД передачи.

Краткие теоретические сведения

Фрикционные передачи с переменным передаточным числом, или вариаторы, применяются в приборостроении для плавного изменения в некоторых пределах скорости на выходном звене. Передаточное число изменяется путем перемещения некоторого управляющего органа. Большей частью зависимость передаточного числа от перемещения управляющего органа принимается линейной.

Если ведомое звено вариатора не нагружено, т.е. момент нагрузки Тн = 0 (режим холостого хода), то передаточное число в этом случае может быть определено по формуле

clip_image002, (1)

где uг – геометрическое передаточное число фрикционной пары; ω1 – угловая скорость на ведущем звене; ω2 – угловая скорость на ведомом звене; R2 – радиус ведомого ролика; R1 – радиус ведущего диска.

При нагружении ведомого звена (Тн ≠ 0) возникает упругое проскальзывание ролика относительно диска, причем с увеличением Тн увеличивается и проскальзывание. Тогда фактическое передаточное число фрикционной пары uф определяется по формуле

clip_image004 (2)

где n2 – частота вращения ведомого звена (ролика), об/мин; n1 – частота вращения ведущего звена (диска), об/мин; ε – коэффициент проскальзывания.

Величина коэффициента проскальзывания зависит от материала катков и условий смазки (он колеблется в пределах 0,002 - 0,03).

Из формулы (1) и (2) можно записать:

clip_image006 или clip_image008,

отсюда

clip_image010 или clip_image012. (3)

В установке для изучения работы фрикционной лобовой передачи (ФЛП) вращение вала двигателя передается на ведущий диск посредством червячного редуктора (ЧР) (рис.1.15).

clip_image014

Рис. 1.15. Схема установки для изучения работы фрикционной

лобовой передачи

 

Частота вращения ведущего диска вычисляется по формуле

clip_image016, (4)

где nдв – частота вращения вала двигателя, об/мин; uчр – передаточное число червячного редуктора.

Подставив (4) в (3), получим формулу для коэффициента проскальзывания

clip_image018. (5)

С другой стороны, этот же коэффициент проскальзывания может быть приближенно определен по формуле

clip_image020, (6)

где в – ширина ведущего пояса ролика, мм; Fпр – сила прижатия диска к ролику, Н; f – коэффициент трения между роликом и диском.

Примечание. Во фрикционных передачах различают три вида скольжения: буксование, упругое скольжение и геометрическое скольжение.

КПД передачи в общем случае может быть записан в видеclip_image022

clip_image024, (7)

где Рвых – мощность на выходе вариатора, Вт; ηч.р – КПД червячного редуктора, входящего в кинематическую цепь установки (принимаем ηч.р = 0,8).

clip_image026; (8)

Рвх – мощность на входе вариатора (на диске):

clip_image028; (9)

где Тдв – момент на валу двигателя, Н·мм; Тн –момент нагрузки, Н·мм.

Диапазон регулирования фрикционной передачи определяют по формуле

clip_image030. (10)


Таблица 1.20

Значения коэффициента трения скольжения f 

Материал

Коэффициент трения

Сталь по стали или чугун по чугуну в масле

0,05

Сталь по стали или чугун по чугуну всухую

0,1…0,15

Текстолит по стали или чугуну всухую

0,20…0,25

Фибра по стали или чугуну всухую

0,15…0,20

Резина по стали или чугуну всухую

0,45…0,60

Кожа по чугуну всухую

0,25…0,35

Дерево по чугуну всухую

0,40…0,50

 

 


Описание установки

Основными элементами установки для изучения работы лобовой фрикционной передачи ДП-1М (рис.1.16) являются ведущий диск 15 и ведомый ролик 16. Установка смонтирована на литом основании 1, на котором размещены основные узлы и панели.

На передней панели расположены элементы и приборы управления. На задней - находятся клеммы, схема данных, предохранители и питающий шнур.

clip_image032

Рис.1.16. Общий вид установки ДП-1М

 

Электродвигатель 9 СД 521-К питается от сети переменного тока. Напряжение 220 В, максимальная частота nдв = 1 500об/мин, мощность 20 Вт. Корпус электродвигателя (его статор) закреплен в рамке 10, которая свободно вращается на шарикоподшипниках вокруг оси, совпадающей с осью электродвигателя.

Устройство для измерения момента Тдв, развиваемого электродвигателем на входе в червячный редуктор 11, состоит из плоской пружины 8, и тензодатчиков 7. При включении двигателя реактивный момент его статора, равный активному моменту вала ротора (вход в редуктор 11), уравновешивается противодействием плоской пружины 8, на которую опирается рамка 10. Пружина деформируется пропорционально моменту на валу двигателя. Деформация пружины измеряется тензодатчиками 7. Для определения деформации пружины тензодатчики перед началом работы должны быть протарированы.

Редуктор 11 выходным валом соединен с осью двигателя при помощи поводковой муфты. Этот вал выполнен заодно с трехзаходным червяком (z1 = 3). Червяк сцепляется с червячным колесом (число зубьев z2 = 30, модуль m =1,5 мм). Следовательно, передаточное число червячной пары

clip_image034.

На другом конце вала ротора электродвигателя находится тахогенератор 12, с помощью которого измеряется скорость вращения ротора.

На оси червячного колеса закреплен ведущий диск 15 фрикционной пары. Диск является сменным и может быть заменен на другой – с рабочей поверхностью из другого материала (сталь, текстолит или резина).

На оси червячного колеса имеется маховичок, при помощи которого фрикционный диск крепится на этой оси.

На прижимной раме 20 расположен блок ведомого ролика 16 и ходовой винт с гайкой, с помощью которых ведомый ролик устанавливается относительно центра диска, а также тормозное устройство 4 с тензодатчиками 13 для измерения выходного нагрузочного момента Тн на оси ролика и пружина 22 для измерения силы поджатия ролика к диску. Рама 20 внизу закреплена на двух полуосях и может поворачиваться вокруг них.

Тормозное устройство служит для создания нагрузочного момента Тн на оси ведомого ролика. Заторможенное устройство при посредстве упора деформирует плоскую измерительную пружину 14, создающую противодействующий момент. Деформация пружины измеряется тензодатчиком 13, и преобразуется в показания микроамперметра. Величина нагрузочного момента измеряется переключением тумблера.

Ходовой винт несет на себе гайку-каретку со сферическим пальцем, входящим в паз корпуса блока ролика. При вращении маховичка 18 гайка-каретка перемещается и в пределах от 7 до 75 мм меняет установку ролика относительно центра диска, т.е. изменяет Rt и, следовательно, передаточное число фрикционной пары. При этом число оборотов ведомого ролика будет изменяться. Радиус ролика R2 =25 мм. Положение ролика оценивается при помощи шкалы 17, закрепленной на рамке, и нониуса. Тахогенераторный блок 19 для измерения чисел оборотов выходного вала ролика фрикционной пары расположен с правой стороны рамы 20.

Устройство для получения силы Fпр прижатия ролика к диску и для замера этой силы состоит из мощной плоской пружины 22, закрепленной внизу рамы 20, винта с маховичком 23 и тензодатчиков 21. При вращении маховичка 23 винт давит на пружину 22 и деформирует, создавая определенное усилие прижатия ролика 16 к диску 15. На передней панели находятся клавиши и кнопки управления, сигнальная лампочка 31 и три микроамперметра 2, 3, 5.

На микроамперметрах 2 и 3 выводятся соответственно электрические сигналы от тахогенераторов 12 (для измерения скорости вращения ротора электродвигателя) и 19 (для измерения скорости вращения ролика).

Микроамперметр 5 служит для измерения крутящих моментов на валах двигателя и тормозного устройства, а также для оценки усилия прижатия ролика к диску. Эти замеры производятся с помощью тензодатчиков, наклеенных на измерительные пружины 8, 22, 14 путем последовательного переключения микроамперметра с помощью выключателей 6, 24, 25. При этом клавиша «М1» (поз.6) включает тензодатчики нагрузочного устройства Тн, клавиша «М2» (поз.24) измеряет силу прижатия Fпр ролика к диску, а клавиша «М3» (поз.25) – крутящий момент Тдв на валу электродвигателя.


Тарировочные графики

Все три пружины измерительных устройств предварительно тарируются при неработающем электродвигателе с помощью специальных рычагов и грузов. Малые грузы и рычаги используются для тарировки пружин моментов на двигателе Тдв и на выходе Тн, большие – при тарировке силы прижатия ролика Fпр.

При тарировке пружины крутящего момента Тдв рычаг тарировочного приспособления устанавливается на статоре электродвигателя. Путем передвижения груза по рычагу и отметки соответствующих показаний микроамперметра 5 при нажатой клавише «М3» определяют зависимость показания прибора от Т1. При этом необходимо учесть расстояние от нулевой отметки на рычаге до оси вращения выходного вала двигателя.

clip_image036

Рис.1.17. Схема тарировки пружины прижатия

 

При тарировке пружины момента нагрузки Тн рычаг тарировочного приспособления устанавливается на выходном валике и нажимается клавиша «М1». При этом рама должна быть неподвижна, а ролик отсоединен от диска.

При тарировке пружины силы прижатия ролика к диску рычаг тарировочного приспособления с грузом устанавливается на раме (рис. 1.17) и подъемным винтом приводится в горизонтальное положение. Момент, создаваемый грузом, уравновешивается моментом пружины

clip_image038,

где G – вес груза; х – длина плеча (с учетом расстояния от нулевой отметки на рычаге до оси вращения рамы).

При работе установки момент, создаваемый пружиной, уравновешивается моментом от силы прижатия Fпр

clip_image040,

где clip_image042 – расстояние от оси ролика до оси вращения рамы (рис. 1.17).

Отсюда

clip_image044.

Меняя х и фиксируя соответствующие показания микроамперметра при нажатой клавише «М2», составляют тарировочную таблицу зависимости показаний прибора от силы Fпр и строят тарировочный график.

Приборы и инструменты к работе

Прибор для изучения фрикционной передачи, тарировочное приспособление, секундомер.


Порядок выполнения работы

1. До начала работы необходимо ознакомиться с описанием установки и ее устройством. Произвести тарировку пружин и заполнить табл. 1.20; 1.21 и 1.22. Построить тарировочные графики.

2. Подготовьте прибор к работе:

а) вращением ручки 29 снимите нагрузку Тн;

б) вращая маховичок 23 винта, отведите на 1–2 мм ролик 16 от фрикционного диска 15 (расцепите фрикционную пару);

в) проверьте, установлены ли стрелки всех трех микроамперметров на «0». Для установки на «0» с помощью отвертки поверните винты под приборами до нужного показания;

г) вращая маховичок 18 и пользуясь шкалой 17 и нониусом, установите ролик 16 на заданный радиус R1 – расстояние от центра диска 15 до вершины ролика; значения R1 задаются преподавателем из ряда: 10, 15, 20, 25, 30, 35, 40, 45, 50, 55, 60, 65, 70, 75 мм. По формуле (1) подсчитайте геометрическое передаточное число uг;

д) включите в сеть вилку шнура прибора и нажмите кнопку 30, при этом должна загореться сигнальная лампа 31;

е) включить клавишу 24 (М2) и вращая маховичок 23 винта, прижмите ролик 16 с заданной силой Fпр к фрикционному диску. Сила поджатия Fпр задается преподавателем по показанию прибора из ряда: 10, 15, 20, 25, 30, 35, 40, 45, 50. Фрикционная пара будет сцеплена силой трения clip_image046.

После этих операций считается, что прибор подготовлен к работе.

3. Определите зависимость коэффициента проскальзывания ε от момента нагрузки при постоянной силе прижатия Fпр = const и R1 = const, т.е. ε = f(Тн):

а) нажмите кнопку 26 включения электродвигателя. Установка «нулей» микроамперметров проверяется еще раз при работающем электродвигателе;

б) нажмите клавишу 6 (М1) и поворотом рукоятки 29 устанавливаем по микроамперметру 5 минимальный момент нагрузки Тн тормозного устройства, а при нажатии на клавишу 25 (М3) снимается величина момента Тдв электродвигателя;

в) одновременно запишите скорости вращения на валу двигателя и на валу ролика (цена одного деления микроамперметра, измеряющего скорость двигателя, равна 30 об/мин; цена одного деления микроамперметра, измеряющего скорость ролика, соответствует 8 об/мин);

г) повторите п. б, в 5–6 раз для разных значений Тн. Все результаты измерений запишите в табл. 1.23.

4. По формулам (2) и (5) подсчитайте фактическое передаточное число uф и коэффициент проскальзывания ε, по формуле (7) – КПД передачи.

Результаты расчетов запишите в табл. 1.23.

5. На миллиметровой бумаге постройте зависимости

clip_image048 и clip_image050.

6. Определите зависимость коэффициента проскальзывания и КПД от силы прижатия Fпр при постоянном нагружающем моменте Тн = const и R1 = const:

а) нажмите кнопку 26 "двигатель";

б) нажмите клавишу 6 (М1) тормозного устройства;

в) нажмите кнопку 28 "Нагрузка";

г) вращая ручку 29 (регулятор нагрузки), установите по микроамперметру 5 заданный момент Тн = const (значения моментов Тн задаются преподавателем в показаниях микроамперметра из ряда: 20, 30, 40, 50, 60, 70, 80);

д) снимите с микроамперметра 5 величину момента Тдв, для чего нажмите клавишу 25 (М3) и запишите показания в табл. 1.24;

е) одновременно снимите показания микроамперметров 2 и 3 и запишите в табл. 1.24 значения чисел оборотов двигателя и ролика;

ж) установите следующее значение силы поджатия Fпр (в сторону ее снижения);

з) проверьте установку Тн и повторите п. д-ж 5…6 раз до наступления полного буксирования, когда микроамперметр 3 перестанет отсчитывать числа оборотов ролика.

7. По формулам (2), (5), (7) определите uф, ε и η, результаты расчетов запишите в табл. 1.24.

8. На миллиметровой бумаге постройте зависимости

clip_image052 и clip_image054.

9. Определите зависимость фактического передаточного числа clip_image056, коэффициента проскальзывания и КПД от R1 clip_image058 при Тн = const и Fпр= const:

а) нажмите кнопку 26 "двигатель";

б) с помощью маховичка 23 установите заданное значение силы Fпр = const прижатия ролика 16 к диску 15. Значения задаются преподавателем в показаниях прибора из ряда: 15, 25, 35, 45;

в) вращая ручку 29 по часовой стрелке, установите по микроамперметру 5 заданный момент Тн = const, (включена клавиша «М1»). Значения Тн задаются преподавателем в показаниях прибора из ряда: 25, 35, 45, 55, 65, 75;

г) снимите с микроамперметра 5 величину момента электродвигателя Тдв (клавиша «М3») и запишите в табл. 1.25;

д) с помощью маховичка 18, шкалы 17 и нониуса Н установите заданное значение для R1 и замерьте число оборотов;

е) расцепите передачу, сняв Fпр, установите следующее значение R1. Проверьте установку Тн и Fпр, повторите отсчеты Тдв, nдв, n2. Повторите испытания 5…6 раз.

10. По формулам (2), (5), (7) подсчитайте uф, ε, η и запишите в табл. 1.25.

11. На миллиметровой бумаге постройте кривые

clip_image056[1], clip_image061, clip_image063.

12. Определите диапазон регулирования фрикционной передачи по формуле (10).

Примечание. Число замеров по табл.1.21-1.26 должно быть не менее 5.


Таблица 1.21

Тарировочные данные пружины измерительного устройства величины момента вала электродвигателя

Момент на валу двигателя Тдв, г∙см (Н×м)

Показания измерительного устройства, деление шкалы

 

Таблица 1.22

Тарировочные данные пружины измерительного устройства величины момента нагрузочного устройства

Момент на валу нагрузочного устройства Тн, г∙см (Н×м)

Показания измерительного устройства, деление шкалы

 


Таблица 1.23

Тарировочные данные пружины измерительного устройства величины силы прижатия ролика к диску

 

Величина силы прижатия Fпр, г (Н)

Показания измерительного устройства, деление шкалы

 

 

 

Таблица 1.24

Экспериментальное определение коэффициента скольжения и коэффициента полезного действия от момента нагрузки (при Fпр = const и R1 = const)

Тормозной

момент Тн

Момент на валу двигателя Тдв

Число оборотов вала ролика n2

Число оборотов вала двигателя n1

Коэффициент

скольжения

полезного действия

деление

шкалы

г∙см

Н×м

деление

шкалы

г∙см

Н×м

деление

шкалы

об/мин

деление

шкалы

об/мин

ε

η

 


Таблица 1.25

Экспериментальное определение коэффициента скольжения и коэффициента полезного действия в зависимости от силы прижатия (при Tн = const и R1 = const)

Сила

прижатия Fпр

Момент на валу двигателя Тдв

Число оборотов вала ролика n2

Число оборотов вала двигателя  n1

Коэффициент

скольжения

полезного

действия

деление

шкалы

г, Н

деление

шкалы

г∙см

деление

шкалы

об/мин

деление

шкалы

об/мин

ε

η

 

 

Таблица 1.26

Экспериментальное определение фактического передаточного числа, коэффициента скольжения и коэффициента полезного действия в зависимости от радиуса ведущего диска R1 (при Tн = const и Fпр = const)

Радиус ведущего

ролика

Момент на валу двигателя Тдв

Число оборотов вала

ролика n2

Число оборотов вала двигателя n1

Коэффициент

Фактическое передаточное

число

скольжения

полезного действия

R1, см

деление

шкалы

г∙см

деление

шкалы

об/мин

деление

шкалы

об/мин

η

Uф

 

 


Содержание отчета

1. Наименование и цель работы.

2. Схема прибора.

3. Формулы, по которым велись расчеты и исходные данные для расчетов.

4. Таблицы с результатами испытаний, тарировок и расчетов.

5. Графики на миллиметровой бумаге.

6. Выводы по работе.

Примечание. По работе необходимо отметить: а) характер изменения коэффициента проскальзывания от силы прижатия, текущего радиуса и момента нагрузки; б) характер изменения фактического передаточного числа от текущего радиуса; в) характер изменения КПД от момента нагрузки, от силы прижатия и текущего радиуса.

Контрольные вопросы

1. Назовите основные детали фрикционной передачи, их назначение.

2. Каковы принцип действия и назначение фрикционной передачи?

3. Как определить передаточное отношение фрикционной пары расчетным путем?

4. Что называется скольжением во фрикционной паре? Это явление вредное или полезное?

5. С какой целью производится тарировка пружин измерительных устройств?

6. Как экспериментально определить зависимость коэффициента скольжения от момента нагрузки при постоянной силе прижатия катков? Произвести анализ построенных зависимостей ε и η.

7. Как экспериментально определить зависимость коэффициента скольжения от величины силы прижатия (при постоянном нагружающем моменте)? Произвести анализ построенных зависимостей ε и η.

8. Как экспериментально определить зависимость фактического передаточного числа, коэффициента скольжения и коэффициента полезного действия от радиуса ведущего ролика? Произвести анализ построенных зависимостей uф, ε и η.

9. Что такое диапазон регулирования фрикционной передачи и как его определить?

 

 

 

 

 

 

 

 

 


Лабораторная работа 1.8

 

Изучение работы ременной передачи

 

Цель работы определение КПД ременной передачи; определение зависимости коэффициента проскальзывания от силы прижатия; определение зависимости коэффициента проскальзывания от момента нагрузки.

Краткие теоретические сведения

Ременные передачи относятся к передачам трения с гибкой связью и применяются для передачи движения от двигателя на значительные расстояния, а также для предохранения системы от перегрузок [1, 2, 3].

Если передача не нагружена, т. е. момент нагрузки Тн = 0 (режим холостого хода), то геометрическое передаточное число в этом случае будет иметь вид

clip_image065, (1)

где ω1, ω2, и n1, n2 соответственно угловые скорости и частоты вращения ведущего и ведомого шкивов; D1 и D2 – диаметры этих шкивов.

При нагружении ведомого шкива (Тн ≠ 0) возникает упругое скольжение ремня относительно шкива, причем с увеличением Тн увеличивается и скольжение. Оно является причиной некоторого непостоянства передаточного числа ременных передач. Тогда фактическое передаточное отношение uф определяется по формуле

clip_image067, (2)

где ε – коэффициент упругого скольжения.

Согласно формулам (1) и (2) можно записать:

clip_image069 или clip_image071,

отсюда

clip_image073, (3)

Величина этого коэффициента зависит от типа ремня, он может быть: для кожаных ремней 0,02, для прорезиненных и хлопчатобумажных – 0,01 [1].

КПД ременной передачи в общем случае может быть записан в виде

clip_image075, (4)

где Рвых – мощность на выходе передачи; Рвх – мощность на входе передачи; Т1 – момент на входе; Тн – момент нагрузки.


Описание установки

Установка для изучения ременной передачи ДП 2М (рис.1.18) состоит из ведущего шкива 1, ведомого шкива 2 и ремня 3 круглого поперечного сечения.

Ведущий шкив 1 установлен на валу электродвигателя 4 типа СЛ МУН 2С, питаемого от сети переменного тока. Напряжение 220В, n=3000 об/мин, мощность 120 Вт. Корпус электродвигателя (его статор) смонтирован на двух шарикоподшипниках, установленных в кронштейне 5, т.е. может свободно вращаться вокруг общей оси с ротором (балансирная система).

clip_image077

Рис.1.18. Общий вид прибора ДП 2М

 

На другом конце вала ротора двигателя укреплен коллекторный блок 6, к цилиндрической поверхности которого прижаты контакты. При повороте ротора на один оборот с блока питания подается импульс на счетчик 19 числа оборотов ведущего шкива фрикционной передачи.

Устройство для измерения момента Т1, развиваемого электродвигателем на входном шкиве, состоит из плоской пружины 7 и индикатора часового типа 8. При включении двигателя реактивный момент его статора, равный активному моменту вала ротора, уравновешивается противодействием плоской пружины 7, на которую опирается рамка 4. Пружина деформируется пропорционально моменту на валу двигателя. Деформация пружины измеряется индикатором 8. Для определения цены деления индикатора пружина перед началом работы должна быть протарирована.

Нагрузочное устройство 9 представляет собой магнитный порошковый тормоз, служащий для создания тормозного момента Тн на ведомом шкиве ременной передачи, имитируя ее рабочую нагрузку. Устройство смонтировано на раме 24. Статор нагрузочного устройства 9 представляет собой электромагнит, в магнитный зазор которого помещен железный полый цилиндр с валом выходного шкива (ротор нагрузочного устройства). Статор смонтирован на двух шарикоподшипниках, установленных в кронштейне 10, т.е. может свободно вращаться вокруг общей оси с ротором (балансирная система). Внутренняя плоскость нагрузочного устройства заполняется сметанообразной массой, представляющей собой смесь карбонильного порошка с минеральным маслом.

В передней части кронштейна смонтировано измерительное устройство, состоящее из плоской пружины 11 и индикатора часового типа 12, упирающегося своим штоком в пружину. При подаче тока в обмотку электромагнита смесь оказывает сопротивление вращению ротора, одновременно поворачивая статор, который давит на плоскую пружину измерительного устройства, удерживающего статор от поворота. При этом деформация пружины передается на шток индикатора, а отклонение стрелки индикатора показывает величину деформации пружины, которая соответствует определенному моменту Тн на ведомом шкиве передачи. Пружину измерительного устройства предварительно тарируют.

В передней части основания устройства расположена панель, на которой размещены тумблер 13, включающий и выключающий электродвигатель; потенциометр 14, позволяющий бесступенчато изменять число оборотов двигателя; контрольная лампочка 15, загорающаяся, когда тумблер 16 («сеть») включен; тумблер 21, включающий нагрузочное устройство; потенциометр 22, позволяющий регулировать ток в электромагните нагрузочного устройства; счетчики оборотов 19 и 20 ведущего и ведомого шкивов ременной передачи; тумблеры 17 и 18 включения счетчиков.

Коллекторный блок для счета чисел оборотов ведомого шкива ременной передачи расположен с внутренней стороны шкива и подает на счетчик 20 при каждом обороте шкива импульс.

Качающийся кронштейн 23, на котором жестко закреплено нагрузочное устройство, может поворачиваться относительно основания, создавая натяжение ремня. Усилие натяжения создается с помощью грузов, подвешиваемых к кронштейну на подвеске 28.

Для фиксирования определенного усилия натяжения имеются метки 25 на кронштейне и основании, а также стопорный винт 26.

Натяжной винт 27 перемещает качающийся кронштейн и создает натяжение ремня, величина которого соответствует весу грузов, подвешенных на подвеске в том случае, если метки на кронштейне и основании совпадают.


Тарировочные графики

Обе пружины измерительных устройств предварительно тарируются. Плоские пружины тарируются при неработающем электродвигателе с помощью специальных рычагов, а также установленных на приборе индикаторов (рис. 1.19).

При тарировке пружины крутящего момента Т1 рычаг тарировочного приспособления устанавливается на статоре электродвигателя. Путем передвижения груза по рычагу и отметки соответствующей деформации по индикатору определяют зависимость деформации от Т1 (рис. 1.19, а).

При тарировке пружины момента нагрузки Тн рычаг тарировочного приспособления устанавливается на валике тормозного устройства. При этом необходимо снять ремень, либо ослабить до нуля его натяжение (рис. 1.19, б). По тарировочным данным табл. 1.26 строят тарировочный график.

Примечание. Число замеров Т1 и Тн в табл. 1.27-1.31 должно быть не менее 5.

clip_image079

а

clip_image081

б

Рис. 1.19. Схема тарировки: а – нагрузочного устройства; б – двигателя

 

Приборы и инструменты к работе

Прибор ДП 2М, тарировочное приспособление.


Порядок выполнения работы

1. До начала работы необходимо ознакомиться с описанием установки.

2. Подготовить прибор к работе:

а) вращением натяжного винта 27 снимите натяжные ремни;

б) протарируйте обе пружины двигателя и нагрузочного устройства и определите цену деления каждого индикатора (результаты тарировки пружин занести в табл. 1.26 и 1.27);

в) установите стрелки индикаторов на «0»;

г) наденьте заданный преподавателем тип ремня на заданные шкивы. Замерив диаметры шкивов, определите геометрическое передаточное отношение передачи;

д) включите в сеть приборы;

е) переведите тумблер «сеть» на положение «включено»; при этом должна загореться сигнальная лампочка 15;

ж) переведите верхний тумблер 17 в положение вверх («счетчики»).

3. Определить КПД ременной передачи:

а) подвесьте на натяжную подвеску 28 максимальное число грузов (5…6);

б) вращая натяжной винт 27, натяните ремень до тех пор, пока не совпадут отметки на кронштейне и основании;

в) в этом положении с помощью фиксирующего винта 26 зажмите качающийся кронштейн, фиксируя заданное усилие натяжения;

г) включите электродвигатель, и потенциометром 14 задайте максимальные обороты двигателя;

д) включите нагрузочное устройство тумблером 21;

е) поворотом потенциометра 22 установите минимальный тормозной момент Тн;

ж) снимите с индикаторов электродвигателя и нагрузочного устройства показания и запишите в табл. 1.28;

з) одновременно включите тумблером 18 счетчики, предварительно установив их показания на «0»;

и) по истечении 5…10 сек. выключите счетчики и запишите показания обоих счетчиков;

к) вычислите КПД передачи по формуле (4), учитывая, что число оборотов пропорционально показателям счетчиков;

л) поворотом потенциометра 22 увеличьте тормозной момент Тн и повторите замеры три раза от пунктов е до к;

м) вычислите среднее значение КПД;

н) заполнить табл. 1.28.

4. Определить зависимость коэффициента проскальзывания от момента нагрузки при постоянной силе прижатия:

а) установите максимальное натяжение ремня по пунктам а, б, в раздела 3 порядка выполнения работы;

б) включите электродвигатель и потенциометром 14 задайте максимальное число оборотов;

в) включите тормозное устройство и потенциометром установите тормозной момент;

г) снимите с индикаторов значения нагрузки на валу тормозного устройства;

д) обнулив показания счетчиков, включите на 5…10 сек. счетчики. Запишите их показания и вычислите фактическое передаточное отношение путем деления их показаний;

е) вычислите по формуле (3) коэффициент проскальзывания;

ж) запишите значения Тн и ε в табл. 1.29;

з) сбросьте показания счетчиков, установите следующее значение Тн и повторите пункты г, д, е, ж;

и) продолжите установку Тн до Тmax (пока не будет буксование);

к) постройте зависимость clip_image083.

5. Определить зависимость коэффициента проскальзывания от силы нагружения Fн при постоянном нагружающем моменте (заполнить табл. 1.30):

а) установку натяжения ремня проводить по пунктам а, б, в раздела 3, изменяя каждый раз величину подвешенных грузов от 1 до 6;

б) для каждого зафиксированного натяжения ремня определить величину коэффициента проскальзывания по пунктам б, в, г, д, е раздела 4. При этом величину момента нагрузки Тн нужно устанавливать одну и ту же по индикатору;

в) постройте зависимость clip_image085.

Примечание. Число замеров по табл. 1.27-1.31 должно быть не менее 5.

 


Таблица 1.27

Тарировочные данные пружины измерительного устройства величины момента вала электродвигателя

Момент на валу двигателя Т1 г∙см (Н×м)

Показания измерительного устройства, деление шкалы

 

Таблица 1.28

Тарировочные данные пружины измерительного устройства величины момента нагрузочного устройства

Момент на валу нагрузочного устройства Тн , г∙см (Н×м)

Показания измерительного устройства

деление шкалы

 

 

 


Таблица 1.29

Экспериментальное определение коэффициента полезного действия ременной передачи (при постоянной силе натяжения ремня)

Тормозной

момент

Момент на валу двигателя

Число оборотов выходного вала

Число оборотов вала двигателя.

Коэффициент

полезного действия

Тн 

Т1 

n2 

n1 

η

ηср

дел.

г∙см

дел.

г∙см

об/мин

об/мин

-

-

 

 


Таблица 1.30

Экспериментальное определение коэффициента скольжения от момента нагрузки (при постоянной силе натяжения ремня)

Тормозной момент

Число оборотов выходного вала

Число оборотов вала двигателя

Коэффициент

скольжения

Тн 

n2 

n1 

ε

дел.

г∙см

об/мин

об/мин

-

 

Таблица 1.31

Экспериментальное определение коэффициента скольжения от силы натяжения ремня (при постоянном нагружающем моменте)

 

Сила натяжения

ремня

Число оборотов выходного вала

Число оборотов вала двигателя

Коэффициент

скольжения

Fн 

n2 

n1 

ε

об/мин

об/мин

-

 

 


Содержание отчета

1. Наименование и цель работы.

2. Схема прибора.

3. Формулы, по которым велись расчеты и исходные данные для расчетов.

4. Таблицы с результатами испытаний, тарировок и расчетов.

5. Графики на миллиметровой бумаге.

6. Выводы по работе.

Примечание. В выводах необходимо отметить: изменение коэффициента ε от момента нагрузки и силы нагружения; изменение КПД от усилия натяжки ремня и т.д.

Контрольные вопросы

1. Каково назначение ременной передачи и принцип ее работы?

2. Что такое геометрическое передаточное отношение? В чем его отличие от фактического?

3. Проскальзывание ремня – явление полезное или вредное для нормальной работы передачи?

4. С какой целью производится тарировка пружин измерительных устройств?

5. Как определить экспериментальным путем значение коэффициента полезного действия?

6. Как определить экспериментально зависимость коэффициента проскальзывания от момента нагрузки при постоянной силе прижатия? Произвести анализ полученной зависимости (см. график).

7. Как определить экспериментально зависимость коэффициента проскальзывания от силы прижатия при постоянном нагружающем моменте? Полученной зависимости (см. график)

8. Какие факторы влияют на величину коэффициента полезного действия ременной передачи?

 


2. Соединения деталей машин 

 

Под соединениями в машиностроении понимают узлы, в которых детали соединяются между собой (например, фланцы) с помощью соединительных деталей (винтов, болтов, заклепок и т.д.).

Соединения позволяют собрать из отдельных деталей машину или какой-то узел машины.

Соединения по признаку возможности сборки и разборки делят на разъемные и неразъемные. Разъемные соединения позволяют повторные сборку и разборку соединения (резьбовые, клеммовые, клиновые, шлицевые и др.). Неразъемные соединения нельзя разобрать без разрушения или повреждения (заклепочные, сварные).

Неразъемные соединения осуществляются силами молекулярно-механического сцепления (сварные, паяные, клеевые) или механическими средствами (клепаные, соединения с натягом, вальцованные).

Общей тенденцией соединений являются приближение их к целым деталям и удовлетворение условию равнопрочности соединяемых деталей.

В связи с необходимостью сохранения их точности под нагрузкой соединения должны удовлетворять условию жесткости.

В настоящем лабораторном практикуме представлены три лабораторных работы (№ 9, 10, 11) на разъемные соединения, резьбовые и клеммовые.

Резьбовые (болтовые) соединения изучаются в случае затянутого болта и соединения, работающего на сдвиг.

Известно, что подавляющая часть болтов, винтов и шпилек работает со значительной предварительной затяжкой. В результате затяжки болта возникают осевая сила и крутящий момент. Осевая сила, растягивающая болт, большей частью образуется не в следствие приложения нагрузки, а в результате затяжки болта. В этом случае момент затяжки болта должен преодолеть не только сопротивление осевой силы, но и трение в резьбе и на опорной поверхности гайки.

Различают болтовые соединения с зазором и без зазора болта в отверстии соединяемых деталей.

В клеммовых соединениях при затяжке болтов создается неподвижность сопрягаемых деталей за счет сил трения, возникающих между ступицей и соединяемой с ней деталью.

Преимущество клеммового соединения заключается в том, что можно закрепить деталь в любом месте оси, вала и т.д.

Болты клеммового соединения рассчитывают на прочность по величине требуемого усилия затяжки.

 


Лабораторная работа 2.1

 

Исследование затянутого болтового соединения

 

Цель работы определение зависимости осевой силы от момента завинчивания гайки, определение коэффициента трения в резьбе и в опорной поверхности гайки, экспериментальное определение соотношений эквивалентных и нормальных напряжений в затянутых болтах.

Краткие теоретические сведения

Из всех видов неподвижных соединений деталей наибольшее распространение в машиностроении получили резьбовые [1, 2, 3].

Крепежным элементом резьбовых деталей (болтов, шпилек, винтов, гаек) является резьба. Все крепежные резьбы стандартизованы. Основные параметры резьбы: наружный диаметр d, внутренний диаметр d1, средний диаметр d2 болта, шаг резьбы p и угол профиля α, который у метрической треугольной резьбы равен 600. В России крепежной резьбой является метрическая с крупным шагом и измельченным шагом при одном и том же наружном диаметре резьбы.

Данные параметров метрических резьб с наружным диаметром от 12 до 20мм приведены в табл. 2.1 (выборка из ГОСТа).

Механические характеристики сталей, являющихся материалом деталей резьбовых соединений общего назначения, приведены в табл. 2.2. В процессе сборки соединений большинство болтов подвергается предварительной затяжке. Контролируемость величины затяжки в ответственных соединениях при недостаточной величине затяжки, так и разрушение резьбовых деталей при избыточной величине затяжки.

Связь осевого усилия в болте F3 – величины затяжки – и момента завинчивания Tзав следующая: для создания в болте осевого усилия F3 к гайке при помощи ключа прикладывается момент завинчивания Тзав, преодолевающий момент сил трения в резьбе Тр, и момент сил трения в опорной поверхности гайки Тт:

clip_image087. (1)

По известной теории механики, учитывающей силы трения, ползун находится в равновесии, если равнодействующая R внешних сил отклонена от нормали n-n на угол трения φ. В нашем случае внешними являются осевая сила F3 и окружная сила Ft, которая определяется по формулам

clip_image089 или clip_image091.

Далее определяется момент трения в резьбе

clip_image093, (2)

где ψ – угол подъема резьбы, φ – угол трения для материала винта и гайки; d2 – средний диаметр резьбы; Fз – сила затяжки болта.

 


Момент сил трения в резьбе ТР

 

Момент сил трения в резьбе определим, рассматривая гайку как ползун, поднимающийся по виткам резьбы по наклонной плоскости (рис.2.1).

clip_image095

Рис. 2.1. Схема сил в винтовой паре

Так как угол профиля витка метрической резьбы α = 60°, то угол трения φ в полученном выражении (2) следует заменить приведенным углом трения φ'

clip_image097, (3)

где clip_image099.

Следовательно, момент трения в резьбе

clip_image101. (4)

Примечание. На рис. 2.1 показана схема сил в винтовой паре, где сила трения обозначена Rf.

 


Таблица 2.1

Резьба метрическая (ГОСТ 9150-81)

Диаметр наружный, мм

Шаг р, мм

Диаметры

Площадь clip_image103, мм2

Угол подъема резьбы clip_image105

средний d2, мм

внутренний d1, мм

12

1,75

1,5

1,0

10,863

11,026

11,350

10,106

10,376

10,918

80,17

84,51

93,57

2°55¢ 

2°28¢ 

1°36¢ 

14

2,0

1,5

1,0

12,701

13,026

13,350

11,836

12,376

12,918

109,95

120,23

131,00

2°52¢ 

2°06¢ 

1°22¢ 

16

2,0

1,5

1,0

14,701

15,026

15,350

13,835

14,376

14,918

150,25

162,23

174,70

2°28¢

1°49¢ 

1°11¢

18

2,5

2,0

1,5

16,376

16,701

17,025

15,294

15,835

16,376

183,60

196,80

210,50

2°47¢ 

2°11¢ 

1°36¢ 

20

2,5

2,0

1,5

1,0

18,376

18,701

19,026

19,350

17,294

17,835

18,376

18,918

234,80

249,70

265,00

281,00

2°29¢ 

2°07¢ 

1°26¢ 

0°57¢ 

 

 


Таблица 2.2

Механические свойства сталей, применяемых для изготовления крепежных деталей общего назначения

Марка

стали

Характеристики статической прочности, МПа

Твердость по Бринелю, НВ МПа

Относительное

удлинение

σв

σт

Сталь углеродистая обыкновенного качества

Сталь Ст.3

Сталь Ст.4

Сталь Ст.5

380

420

500

240

260

280

132

152

160

26

24

20

Сталь углеродистая, качественная, конструкционная

Сталь 30

Сталь 35

Сталь 40

Сталь 45

450

490

530

580

254

250

265

290

179

185

190

200

21

20

19

16

 

 

 


Момент трения на торце гайки ТТ

 

Опорная поверхность гайки представляет собой кольцо с наружным диаметром D, равным размеру ключа под гайку и внутренним диаметром d0, равным диаметру отверстия под болт. Допуская (с небольшой погрешностью) распределение давления по средней окружности опорной поверхности гайки, получим формулу для Тт:

clip_image107. (5)

Окончательно момент завинчивания гайки

clip_image109, (6)

где clip_image111 – средний диаметр кольцевой поверхности гайки. (7)

Схему для определения момента завинчивания Tзав см. в прил.4.

Анализ полученного выражения показывает, что величина момента Тзав зависит от осевой силы затяжки и коэффициентов трения в резьбе и на опорной поверхности гайки. Коэффициенты трения зависят от ряда факторов (сочетания материалов, точности обработки, шероховатости поверхностей, наличия смазки и прочее). Наиболее точно коэффициенты трения можно определить по вышеприведенным формулам на экспериментальной установке.

Так, приведенные угол трения φ' и коэффициент трения clip_image113 в резьбе определяются из формулы (4):

clip_image115, (8)

clip_image117. (9)

Фактический коэффициент трения по материалам винта и гайки определяется по углу профиля резьбы α = 60°,т. е. clip_image119, где cos 30°= 0,866.

Определяя по формуле (1) Тт, с учетом формул (4) и (6), найдем и коэффициент трения на опорной поверхности гайки fт:

. (10)

Примечание. На рис. 2.2 показана схема для определения момента трения на торце гайки, где сила трения обозначена Rf.

Величина момента завинчивания Тзав измеряется на экспериментальной установке. При этом измеряется и сила затяжки болта. Допустимая величина силы затяжки [F3] определяется по допускаемым напряжениям. Допускаемые напряжения рассчитываются по пределу текучести через допускаемый коэффициент запаса прочности [S]. Требуемый коэффициент запаса прочности для болтов малых диаметров (≈ до 18 мм) принимают большим, а для болтов больших диаметров несколько меньшим, учитывая влияние на прочность абсолютных размеров (см. табл. 2.3).

Рис.2.2. Схема для определения

момента трения на торце гайки

 


Таблица 2.3

Значение требуемого коэффициента запаса прочности (Sт)

Сталь

Диаметр резьбы d, мм

Нагрузка постоянная

Нагрузка переменная

6…16

16…30

30…60

6…16

16…30

30…60

Неконтролируемая затяжка

Углеродистая сталь

5…4

4…2,5

2,5…1,6

10…6,5

6,5

6,5…5

Легированная сталь

6,5…5

5…3,3

3,3

7,5…5

5

5…4

Контролируемая затяжка

Углеродистая сталь

Для всех d (Sт) = 1,7…2,2

Легированная сталь

Для всех d (Sт) = 2…3

 

Примечание. В расчетах нагрузку переводить в ньютоны, а в промежутках показаний индикатора ее определять интерполированием.

При определении допускаемой силы затяжки [F3] необходимо помнить, что в момент завинчивания стержень болта находится в сложно напряженном состоянии, подвергаясь одновременно деформациям растяжения от силы затяжки и кручения от момента завинчивания. Расчет на прочность при двухосном напряженном состоянии ведется по 3-й и 4-й теориям прочности с определением эквивалентного напряжения σэкв по формуле для 4-й теории прочности:

, (11)

где ; ,

откуда . (12)

Прямая пропорциональность напряжений силе при растяжении дает возможность свести расчет этого сложного случая к простому растяжению, увеличивая силу затяжки в К раз, и следовательно,

, (13)

откуда

. (14)

Приблизительно коэффициент К для метрических крепежных резьб выбирается ≈1,3.

Допускаемое напряжение на растяжение для болта

, (15)

где - предел текучести; s – коэффициент запаса прочности.

 


Оборудование и принадлежности

Работа выполняется на специальной установке (рис. 2.3). В комплект установки входят: приспособление для нагружения и измерения силы затяжки болтов торсионный динамометрический ключ (рис. 2.4) со сменными головками для гаек, набор сменных болтов с гайками, штангенциркуль. Приспособление состоит из основания 1, на котором крепится силоизмерительное устройство, выполненное в виде динамометрической пружины 2. В теле пружины 2 предусмотрено сквозное отверстие, в которое вставляется исследуемый болт 3, фиксируемый от проворачивания сменной колодкой 4. Для центрирования болта в отверстие пружины установлена сферическая шайба 5. Болт затягивается гайкой 9, торец которой опирается на втулку 6.

Принцип действия установки основан на одновременном измерении момента завинчивания гайки и возникающей при этом силы затяжки болта. Величина осевой силы затяжки болта пропорциональна упругой деформации сжатия динамометрической пружины 2 (рис.2.3). Величина деформации пружины измеряется индикатором 7. Значение осевой силы определяется по тарировочной табл. 2.4.

Момент завинчивания гайки пропорционален упругой деформации изгиба стержня динамометрического ключа (рис. 2.4). Деформация стержня фиксируется по шкале 3 динамометрического ключа. Шкала ключа протарирована на определение момента завинчивания с ценой деления 10; 20; 30 ( Н·м).

Установка дает возможность измерить момент заворачивания как сумму ТзаврТ. В этом случае гайка болта опирается на втулку 6, поставленную вместо упорного подшипника (сборка установки по 1).

При постановке упорного подшипника 10 (сборка установки по 2) измеряется Тр – момент сил трения в резьбе, т.к. трение скольжения в торце гайки отсутствует и .

Рис.2.3. Установка для проведения испытаний: 1 – основание; 2 – динамическая пружина;

3 – испытуемый болт; 4 – сменная колодка; 5 – сферическая шайба; 6 – втулка – шайба;

7 – индикатор; 8 – стойка для стопорной планки; 9 – гайка; 10 – упорный подшипник

Рис. 2.4. Динамометрический ключ: 1 – стрелка; 2 – стержень; 3 – шкала

 

 

 

Таблица 2.4

Тарировочная таблица динамометрической пружины

Показания индикатора, мм

Нагрузка, кг

0,05

0,10

0,15

0,20

0,25

0,30

0,35

0,40

600

1150

1680

2250

2800

3320

3850

4350

 

 

 


Основные технические данные установки

1. Диаметры испытываемых болтов 12…20 мм.

2. Максимально допустимая сила сжатия динамометрической пружины – 20 кН, контролируемая индикатором.

3. Предельно допустимый момент завинчивания гайки болта, создаваемый динамометрическим ключом и контролируемый по шкале динамометрического ключа – 100 Нм.

4. Индикатор часового типа (нормальный) типа МС и ИП с пределом измерения 0…10 мм и ценой деления 0,01 мм на динамометрической пружине.

По данным табл. 2.4 построить тарировочный график динамометрической пружины. На графике найти значения показаний индикатора значениям оевой силы F3 и вписать их в табл. 2.6

Приборы и инструменты к работе

Установка для проведения испытаний, динамометрический ключ.

Порядок выполнения работы

1. Ознакомьтесь с устройством установки и торсионного динамометрического ключа, принципом их действия и способами замера осевой силы затяжки и моментом завинчивания.

2. Получите у преподавателя два болта с гайкой для исследования с указанием марки стали, из которой они сделаны. Один из них обезжиривается бензином и испытывается в сухом виде, другой – с одной стороны из следующих смазок (по указанию преподавателя): а) солидол; б) графитовая паста; в) индустриальное масло.

3. Проведите обмер болта штангенциркулем (замеряется наружный диаметр d, шаг резьбы p, высота гайки H, наружный диаметр опорной поверхности гайки (размер под ключ) D, диаметр отверстия под болт d0).

4. Используя справочные данные, приведенные в обзоре, и известные зависимости, расчетным путем определить:

а) допускаемое напряжение для материала болта при растяжении [σр];

б) допускаемую осевую силу для данного болта F3 по формуле (14).

Результаты обмера, расчетные данные и данные из ГОСТА сводятся в табл. 2.5. Предварительные данные согласовать с преподавателем.

5. Соберите установку по схеме 1: надеть на болт сферическую шайбу, вставить болт в отверстие пружины, надеть втулку с прорезью, навернуть гайку и затянуть от руки.

Подготовьте табл. 2.6 для проведения эксперимента.

Установить на нуль стрелку индикатора динамометрической пружины и шкалы динамометрического ключа. При этом стрелку шкалы ключа устанавливают на нуль, натянув его на гайку и держа одной рукой за рукоятку.

Путем завинчивания гайки динамометрическим ключом произвести нагружения соединения четырьмя значениями осевой силы: 0,25[F3]; 0,5[F3]; 0,75[F3]; 1.0[F3]. Нагружение производится по индикатору 7 в соответствии с тарировочной табл. 2.4.

Для каждого из четырех значений осевой силы определяется соответствующий ей момент завинчивания по показаниям шкалы динамометрического ключа. 

Примечание. Динамометрический ключ вращать плавно, без перекосов, не превышая допустимого усилия, и держать его только за рукоятку.

Для обеспечения надежности испытания повторяются три раза, т.е. снимают три значения показаний приборов, и выводится среднее значение. Обязанности между студентами распределить следующим образом:

а) первый студент вращает динамометрический ключ и следит за деформацией динамометрической пружины по показанию стрелки индикатора 7, в момент, когда стрелка индикатора показывает нужное значение, дает команду «отсчет», не ослабляя усилия на ключе;

б) второй студент следит за показанием на шкале динамометрического ключа. При команде «отсчет» громко считывает показания на шкале ключа;

в) третий студент записывает диктуемые отсчеты в заранее заготовленную таблицу. При отсутствии третьего студента его функции выполняет второй.

Примечание: испытания проводятся поочередно с двумя болтами: со смазкой и без смазки.

Таким образом, испытания на установке, собранной по 1, дают возможность получить зависимость осевой силы болта и момента завинчивания гайки, что целесообразно завершить построением графика F3-Тзав.

6. Для определения момента сил трения в резьбе Тр собрать установку по схеме 2, для чего вместо втулки поставить упорный шариковый подшипник.

Подготовьте табл. 2.7 для проведения эксперимента.

7. Завинчивая гайку динамометрическим ключом, нагрузить болт максимально допустимой силой и замерить соответствующий ей момент завинчивания, который равен моменту сил трения в резьбе Тр, т. к. момент сил в подшипнике весьма мал.

8. Испытания проводятся в двойном варианте: с болтом без смазки и с болтом с нанесенной на резьбу смазкой

Таблица 2.5

 


Расчет допускаемой осевой силы затяжки болта

Замеряемые и справочные величины,

размерность

Обозначения

Значения величин

1

2

3

4

1

Наружный диаметр, мм

d

2

Шаг резьбы, мм

р

3

Внутренний диаметр резьбы, мм

d1 

4

Угол подъема резьбы, градусы, минуты

ψ

5

Средний диаметр резьбы, мм

d2 

6

Диаметр отверстия под болтом, мм

d0 

7

Наружный диаметр опорной поверхности гайки, мм

D

8

Материал болта выбирается

 

 

Продолжение табл. 2.5

9

Площадь поперечного сечения болта (в опасном сечении), мм2

F 

10

Предел текучести материала болта, МПа

σТ

Рассчитываемые величины,

размерность

Обозначения

Расчетные формулы и расчет

11

Допускаемое напряжение на растяжение болта, МПа

р] 

12

Допускаемая осевая сила затяжки, Н

[F3] 

 

Примечания: 1. При заполнении табл. 2.5 в графе «Значения величин» указать обозначение и значение величины, ее размерность, а в графе «Расчетные формулы и расчет» записываются формула и подсчет величины с указанием размерности. 2. Необходимые справочные данные по материалу болта см. в табл. 2.5 … 2.7.

Определить приведенный угол трения в резьбе и приведенный коэффициент трения , используя формулы (8) и (9), а также фактический коэффициент трения .

9. Определите по формуле (1) момент сил трения в опорной поверхности гайки (Тзав берется по осевой силе [F3]) и определить коэффициент трения в опорной поверхности гайки fт.

10. Определите соотношение , используя формулу (12).

Примечание. В расчетах нагрузку переводить в ньютоны, а в промежутках показаний индикатора ее определять интерполированием.

 


Таблица 2.6

Экспериментальное определение момента завинчивания гайки Тзав для создания осевой силы болта (по схеме 1)

Осевая сила затяжки

Момент завинчивания гайки, Н·м

0,25[F3] 

0,5[F3]

0,75[F3]

1,0[F3]

показания индикатора пружины

показания

на шкале ключа

среднее значение Тзав

I

II

III

Болт без смазки (обезжирен бензином)

Болт с нанесенной на резьбу смазкой (солидол, графит, паста)

 

Таблица 2.7

Определение момента сил трения в резьбе, коэффициентов трения и соотношения напряжений (по схеме 2)

Осевая сила [F3]

Показание индикатора пружины

Экспериментальное определение Трзав 

по шкале ключа

Определение момента сил трения ТТ

Определение коэффициентов трения

Определение коэффициента соотношения напряжений

f р'

fр 

fт 

Болт без смазки (обезжирен бензином)

Болт с нанесенной на резьбу смазкой (солидол, графит, паста)

 

 


Содержание отчета

1. Наименование и цель работы.

2. Аналитическая зависимость между моментом, приложенным к гайке, и осевой силой болта (с необходимыми схемами).

3. Заполненная табл. 2.1 измеренных, справочных и расчетных величин.

4. Заполненная табл. 2.2 «Экспериментальное определение момента завинчивания гайки Тзав для создания осевой силы болта (по схеме 1)».

5. График FзавTзав зависимости осевой силы болта F3 от момента завинчивания Тзав.

Рекомендуемый масштаб: по горизонтальной оси 10 мм соответствует 5 Нм; по вертикальной оси 10 мм соответствует 1 кН.

6. Заполненная табл. 2.3 «Определение момента сил трения в резьбе, коэффициентов трения и соотношения напряжений (по схеме 2)».

7. Расчет соотношения эквивалентных и нормальных напряжений.

8. Выводы по работе.

В выводах величины полученных данных сравнить между собой для болтов с сухим трением и наличием смазки, проанализировать изменение коэффициента К, сравнить с данными, полученными по аналитическим зависимостям, с литературными данными и т. д.

 


Контрольные вопросы

1. Какими параметрами характеризуется крепежная резьба?

2. Какие сопротивления возникают при завинчивании гайки?

3. Какая существует аналитическая зависимость между моментом завинчивания?

4. Какое практическое значение имеет точное определение момента завинчивания?

5. Как определяют допускаемые напряжения при расчете болтов?

6. Какие факторы учитываются при выборе коэффициента запаса прочности при определении допускаемого напряжения при расчете болтов?

7. Какая механическая характеристика используется для определения допускаемого напряжения при расчете болтов? Объясните почему.

8. Что называется эквивалентным напряжением? В каких случаях оно используется?

9. Как в данной работе экспериментально определяют момент завинчивания гайки? Объяснение сопроводите схемой.

10. Как в данной работе экспериментально определяется осевая сила болта? Объяснение сопроводите схемой.

11. Как в данной лабораторной установке при завинчивании гайки исключается момент сил трения на торце гайки?

12. Что представляет собой построенный график зависимости . За счет чего можно уменьшить величину момента завинчивания для достижения определенной величины силы затяжки болта?

13. Как в данной работе определяются касательные напряжения кручения?

14. Какова величина полученного вами соотношения эквивалентных нормальных напряжений по сравнению с литературными данными? Если имеются расхождения, объясните почему.

15. В каком случае коэффициент трения на опорной поверхности гайки fт будет равен коэффициенту трения ?

16. Какое применение в расчетной практике находит применение коэффициент К?

17. Почему крепежные резьбы изготавливаются с треугольным профилем резьбы?

Детали машин (курс лекций, часть 5)

3. ОБЩИЕ МЕТОДИЧЕСКИЕ РЕКОМЕНДАЦИИ

ПО ОФОРМЛЕНИЮ ЛАБОРАТОРНЫХ РАБОТ

Оформление лабораторных работ

Расчетно-графическая часть лабораторной работы начинается в процессе

проведения работы и заканчивается оформлением отчета по установленной форме, в который входит титульный лист и форма отчетности, включающая расчетно-графическую часть лабораторной работы (формулы, расчеты, таблицы, эскизы, чертежи, выводы и т. д.).

Титульный лист оформляется на первой странице отчета (прил. 1) и включает название вуза и кафедры, название лабораторной работы и ее номер, подписи того, кто выполнил, и того, кто принял работу, место и год выполнения.

Порядок защиты лабораторных работ

Выполненные и оформленные по установленной форме отчетности лабораторные работы должны представляться преподавателю для их защиты. Защита должна осуществляться в согласованное преподавателем и учебной группой время. Все лабораторные работы должны быть сданы не позднее десяти дней до начала экзаменационной сессии. Лабораторная работа считается зачтенной, если студент ответил на все поставленные преподавателем вопросы.

Контрольные вопросы при защите лабораторных работ

В конце каждой лабораторной работы приводится перечень вопросов, на которые студент должен дать при защите лабораторной работы исчерпывающие ответы. В дополнение к этому студент обязан знать цель проводимой работы и сформулировать выводы и заключения по выполненной работе. работе.

Примечание. Ведущий преподаватель может, при необходимости, вносить изменения и дополнения в перечень контрольных вопросов.

 


Техника безопасности

 

1. В начале учебного семестра все студенты учебной группы, выпол­няющие лабораторные работы, обязаны пройти общий инструктаж по техни­ке безопасности и распорядку работы в лаборатории ОКМ. Инструктаж про­водит ведущий преподаватель или учебный мастер. Он же отмечает в журна­ле посещаемость студентов.

2. Студент, находясь в лаборатории, должен выполнять установленный распорядок и поддерживать чистоту в помещении лаборатории.

3. Лабораторные работы проводятся под непосредственным руково­дством ведущего преподавателя или учебного мастера.

4. Подготовка оборудования к лабораторным работам производит учеб­ный мастер или лаборант.

5. Лабораторные работы выполняет группа студентов, состоящая из 5-7 человек, определяемая ведущим преподавателем.

6. После окончания работы студенты должны сдать лаборанту или учеб­ному мастеру в исправном состоянии прибор или установку.

7. В лабораторных работах, выполняемых на оборудовании с электри­ческим приводом, участвует группа студентов, состоящая из 10 человек. Группу возглавляет назначенный преподавателем студент, прошедший спе­циальный инструктаж для работы на этом оборудовании.

8. Студентам запрещается:

- проводить настройку или ремонт лабораторного оборудования без разрешения преподавателя;

- включать и выключать лабораторные приборы и установки.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Иванов, М. Н. Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений / М. Н. Иванов. 5-е изд., перераб. М.: Высш. шк., 2003.- 408 с.

2. Решетов, Д. Н. Детали машин: Учеб. для студентов машинострои­тельных и механических спец. вузов / Д. Н. Решетов. 4-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1989. - 496 с.

3. Анурьев, В. И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. / В. И. Анурьев; Под ред. И. Н. Жестковой. 8-е изд., перераб. и доп. М.: Маши­ностроение, 2001. Т. 1. 920 с; Т. 2. 912 с; Т. 3. - 864 с.

4. Дунаев, П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. посо­бие для техн. спец. вузов / П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов. 6-е изд., испр. М.: Высш. шк., 2000. - 447 с.

5. Артоболевский, И. И. Теория механизмов и машин: Учеб. для втузов / И. И. Артоболевский. 4-е изд. перераб. и доп. М.: Наука. 1988.- 640 с.

6. Лабораторные работы по теории механизмов и машин / Е. А. Камцев, В. К. Акулич, Э. М. Астахов, С. М. Жуков. Минск: Высш. шк., 1975. -175 с.

 


ПРИЛОЖЕНИЯ

Приложение 1

Образец выполнения титульного листа лабораторной работы

Сибирский государственный аэрокосмический университет

имени академика М. Ф. Решетнева

Кафедра ОКМ

Лабораторная работа ...

(название лабораторной работы)

 

 

 

 

 

 

Работу выполнил:

Студент

гр.

Работу принял: 

Красноярск 200..

Приложение 2  

 

Определение шага и модуля зацепления

При обмере зубчатых колес работа начинается с определения числа зубьев колеса [6]. Используя свойство эвольвенты, что нормаль в любой точ­ке эвольвенты является касательной к основной окружности, можно сделать вывод, что если охватить несколько зубьев колеса губками штангенциркуля размером АВ (рис. 1), то линия АВ будет касательной к основной окружно­сти, так как она нормальна в точках А и В к рабочим плоскостям губок штан­генциркуля и, следовательно, нормальна к профилям зубьев в этих точках. Отметим также, что если отрезок АВ катить по основной окружности (по ча­совой стрелке или против), то по свойству эвольвенты точка А придет в точку А0, а точка Д - в точку Д0, точка В - в точку В0 (на рис. 1 видно, что ДВ = ДоВов).

Таким образом, если измерить вначале размер Сn, соответствующей п зубьев, а затем измерить размер Cn+1, охватив губками штангенциркуля на один зуб больше, то шаг по основной окружности определится как разность двух этих измерений

Рв = Cn+1 - Cn.

Последнее выражение действительно только в том случае, когда губки штангенциркуля касаются эвольвентной части профиля зуба.

Для того чтобы условие выбора числа зубьев и, которые нужно охваты­вать губками штангенциркуля, было соблюдено, необходимо пользоваться табл. 1.

Таблица 1

Значение п чисел зубьев для обмера

z 

12…18

19…27

28…36

37…45

46…54

55…63

64…72

73…81

n

2

3

4

5

6

7

8

9

 

Модуль зацепления определяется по формуле

clip_image002

где α - угол зацепления, равный 20°.

Так как размеры Cn+1 и Cn определяются с некоторыми погрешностями (ошибки при изготовлении колеса и измерениях), то полученное значение мо­дуля будет приближенным и его необходимо сопоставить со стандартными значениями модулей (СТСЭВ 310-76) по табл. 1.2 (см. лаб. работу 1.1).

По уточненному по СТ модулем определяют шаг зацепления по дели­тельной окружности

clip_image004

Продолжение прил. 2

Шаг зацепления по основной окружности, уточненный

clip_image006.

Замер и определение окружностей

выступов и впадин зубчатых колес

Если число зубьев колеса четное, то оба эти диаметры могут быть непо-средственно замерены штангенциркулем. При нечетном числе зубьев измере­ния проводятся по схеме, изображенной на рис. 2. Для определения диаметра окружности выступов измеряется диаметр отверстия колеса dome и размер L1 тогда диаметр окружности выступов будет равен;

clip_image008

Аналогично измеряется диаметр окружности впадин:

clip_image010

При нечетном числе зубьев заполняется табл. 2.

Таблица 2

Определение диаметров окружностей выступов и впадин

 

 

№ измерения

clip_image012

clip_image014

clip_image016

clip_image018

clip_image020

Расчетные формулы

1

2

3

clip_image022

clip_image024

Среднее

значение

 


clip_image026

Рис. 1. Схема замера п зубьев для определения шага зацепления

(Рb) по основной окружности колеса

clip_image028

Рис. 2. Схема замера для определения

диаметров выступов и впадин

зубчатого колеса с нечетным числом зубьев

 


Приложение 3

 

Справочные сведения о КПД червячного редуктора

 

 

КПД червячной передачи при ведущем червяке, с учетом всех потерь, вы­числяют по формуле [1, 2, 3, 4]

clip_image030 (1)

где clip_image032 - угол подъема винтовой линии червяка; clip_image034- приведенный угол тре­ния, который равен

clip_image036

где clip_image038 - приведенный коэффициент трения скольжения.

Угол трения clip_image034[1]зависит не только от материала червяка и зубьев червячного колеса, чистоты обработки рабочих поверхностей, качества смазки, но и от скорости скольжения vск. Величина clip_image034[2]значительно снижается при увеличении vск (табл. 3), так как при этом в зоне зацепления создаются благоприятные условия для образования маслянистого клина.

Общий КПД червячной передачи определяется по формуле

clip_image040 (2)

где п - число пар подшипников; clip_image042- КПД, учитывающий потери в одной па­ре подшипников: для подшипников качения clip_image044, для подшипников скольжения clip_image046 clip_image048- КПД, учитывающий гидравлические потери, связанные с перемешиванием и разбрызгиванием масла в корпусе редуктора (при средних скоростях принимают clip_image050); clip_image052- КПД, учитывающий потери в винтовой паре:

clip_image054

Таблица 3

Зависимость приведенного угла трения j¢ от скорости скольжения vск при работе стального червяка с колесом из оловянистой бронзы

vск, м/с 

clip_image056 

vск, м/с 

clip_image056[1]

vск, м/с

clip_image056[2]

0,1

0,5

1,0

4°34¢…5°09¢

3°09¢…3°43¢

2°35¢…3°09¢

1,5

2,0

2,5

2°17¢…2°52¢

2°00¢…2°35¢

1°43¢…2°17¢

3,0

4,0

7,0

1°36¢…2°00¢

1°19¢…1°43¢

1°02¢…1°29¢

 

Примечания. 1. Меньшие значения относятся к передачам с закаленными шлифованными червяками при обильной смазке. 2. При венце колеса из безоловянистой бронзы табличные значения увеличивают на 30-50 %.

 


Приложение 4

Момент завинчивания

При завинчивании гайки или винта к ключу прикладывают момент за­винчивания [1,2, 3, 4]

clip_image060

где Fp - усилие на конце ключа; l - расчетная длина ключа; Тт - момент трения на опорной поверхности гайки; Тр - момент трения в резьбе от окружной силы (clip_image062 приложенной к окружности среднего диаметра резьбы d2:

clip_image064

где F3 - сила затяжки болта; Y - угол подъема резьбы; clip_image056[3]- приведенный угол трения.

Приведенный угол трения определяется через приведенный f¢ или фак­тический f коэффициент трения скольжения

clip_image067

Сила трения на торцевой поверхности гайки Rf = F3f приложены на среднем радиусе clip_image069, где d0 - диаметр отверстия

clip_image071

Следовательно, момент завинчивания

Рис. 4. Схема для определения момента завинчивания

clip_image073

clip_image075

 

You are here: Главная Детали машин Детали машин