Детали машин

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ «САМАРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Кафедра «Механика»

ДЕТАЛИ МАШИН

Лабораторный практикум

Самара - 2016

Самарский государственный технический университет

Издается по решению редакционно-издательского совета СамГТУ

Горелов В.Н. Детали машин: лабораторный практикум [электронное издание] / В.Н. Горелов, И.А. Кокорев, А.Н. Лукьянова, Д.С. Тетюшин. 2-е изд. - Самара: Самар. гос. техн. ун-т, 2016. - 2,89 Мб: ил.

Приведены лабораторные работы по основным разделам курса «Детали машин». По разделу «Механические передачи» представлено шесть лабораторных работ. По разделу «Соединения» - три работы. Лабораторные работы написаны к образцам червячных одноступенчатых и зубчатых цилиндрических двухступенчатых редукторов, образцам подшипников качения, типовым лабораторным установкам и установкам, разработанным на кафедре «Механика» СамГТУ.

Практикум предназначен для студентов высших технических учебных заведений бакалавров по основным разделам курсов «Детали машин», «Детали машин и основы конструирования», «Механика материалов и основы конструирования», «Теоретическая и прикладная механика», «Прикладная механика». Предназначено для студентов всех направлений и специальностей всех форм обучения.

Рецензент канд. техн. наук И.И. Бузуев

Минимальные системные требования:

Windows XP, Vista, MS Office

© В.Н. Горелов, И.А. Кокорев, А.Н. Лукьянова, Д.С. Тетюшин, 2016

© Самарский государственный технический университет, 2016

Оглавление

• Лабораторная работа №1. Определение коэффициентов трения в резьбе и на торце гайки
• Лабораторная работа №2. Исследование напряженного резьбового соединения, нагруженного осевой силой
• Лабораторная работа №3. Определение основных параметров цилиндрического двухступенчатого редуктора
• Лабораторная работа №4. Определение основных параметров червячного одноступенчатого редуктора
• Лабораторная работа №5. Испытания подшипников качения
• Лабораторная работа №6. Конструкция и расчет на долговечность подшипников качения
• Лабораторная работа №7. Определение критической частоты вращения вала
• Лабораторная работа №8. Исследование несущей способности шпоночных и шлицевых соединений
• Лабораторная работа №9. Исследование влияния режимов работы привода на КПД редуктора
• Предисловие

Настоящий лабораторный практикум преследует цель содействовать углублению и закреплению теоретических знаний студентов по курсу деталей машин и развитию навыков экспериментирования.

В предлагаемом лабораторном практикуме приведены лабораторные работы по основным разделам курса деталей машин. По разделу «Механические передачи» представлено шесть лабораторных работ, а по разделу «Соединения» - три работы. Лабораторные работы написаны к образцам червячных одноступенчатых и зубчатых цилиндрических двухступенчатых редукторов, образцам подшипников качения, типовым лабораторным установкам и установкам, разработанным на кафедре «Механика» СамГТУ.

Описание каждой лабораторной работы включает разделы «Цель работы», «Порядок выполнения работы», «Форма отчета» и «Контрольные вопросы».

В разделе «Цель работы» сформулирована цель, дается теория вопроса, конструкция установки или узла и методика проведения работы.

Предлагаемая форма отчета удобна для составления журнала (тетради) лабораторных работ.

Для теоретической подготовки студентов к выполнению лабораторных работ в конце учебного пособия приведена рекомендуемая учебная литература [1, 2].

Лабораторная работа №1. Определение коэффициентов трения в резьбе и на торце гайки

Цель работы - изучение силовых соотношений в резьбовом соединении, экспериментальное определение момента и усилия затяжки и расчет коэффициентов трения в резьбе и на торце гайки.

Резьбовые соединения являются наиболее распространенными разъемными соединениями. Их образуют болты, винты, шпильки, гайки и другие детали, снабженные резьбой. Основным элементом резьбового соединения является резьба, которая получается путем нарезания или накатки на поверхность детали выступов по винтовой линии. Среди применяющихся резьб, основной крепежной резьбой является - метрическая резьба. Метрические резьбы разделяют на резьбы с крупными и мелкими шагами. Профили их геометрически подобны. Основное применение имеет резьба с крупным шагом. Резьба с мелким шагом применяется для крепления динамически нагруженных деталей, склонных к самоотвинчиванию, полых тонкостенных деталей [1, 2].

Основными геометрическими параметрами метрической резьбы являются (рис. 1.1): d - наружный (номинальный) диаметр резьбы; d_l - внутренний диаметр резьбы гайки; d₂ - средний диаметр резьбы, т.е. диаметр воображаемого цилиндра, на котором толщина витка равна ширине впадины; d₃ - внутренний диаметр наружной резьбы по впадине; Н - высота исходного треугольника профиля резьбы; Н₁ - рабочая высота профиля резьбы; R - радиус скругления впадины резьбы болта; Р - шаг резьбы, т.е. расстояние между одноименными сторонами двух соседних витков в осевом направлении; б -угол профиля резьбы (б=60°); ш - угол подъема резьбы. Размеры метрической резьбы выбираются по ГОСТ 24705-2004 (табл. 1.1).

На величину момента завинчивания существенно влияют коэффициенты трения в резьбе и на торце гайки. Коэффициенты трения между трущимися поверхностями зависят от: материала, шероховатости, смазки, удельного давления и др.

Рис. 1.1. Основные параметры метрической резьбы

При затягивании резьбового соединения гайка нагружена осевой силой F_а и равномерно вращается под действием окружной силы F_t, приложенной по касательной к окружности среднего диаметра d₂ резьбы. Развернув виток резьбы в наклонную плоскость и представляя гайку в виде ползуна (рис. 1.2), получим из условия равновесия сил в винтовой паре зависимость между F_а и F_t в виде:

F_t =F_а tg(ш+цґ), (1.1)

где ц' = arctg f_рм - приведенный угол трения;

f_рм = f_р / cosб' - приведенный коэффициент трения;

f_р - коэффициент трения в резьбе;

б' - угол наклона рабочей грани витка резьбы (для метрической резьбы б' = б/2 = 30°).

Угол подъема резьбы ш (рис. 1.2) определяется по формуле:



Рис. 1.2. Силы, приложенные к витку резьбы

ш=arctg(Р/(рd₂)). (1.2)

При завинчивании гайки необходимо преодолевать сопротивление на витках резьбы и на торце гайки в области соприкосновения с поверхностью детали. Таким образом, момент, необходимый для завинчивания гайки, можно представить в виде суммы

Т = Т_р+Т_т, (1.3)

где Т_р - момент сил трения в резьбе;

Т_т - момент сил трения на торце гайки.

Для моментов сил трения в резьбе и на торце гайки справедливы следующие зависимости [1]:

Т_р =F_a(d₂/2) tg(ш+ц'), (1.4)

Т_т =f_тF_a[(D₁+d₀)/4], (1.5)

где f_т - коэффициент трения на торце гайки;

D₁ - наружный диаметр гайки (размер под ключ);

d₀ - диаметр отверстия под болт в детали.

Таблица 1.1 Основные параметры метрической резьбы (по ГОСТ 24705-2004)

Наружный диаметр резьбы d, мм	Шаг резьбы P, мм	Средний диаметр резьбы d2, мм	Внутренний диаметр резьбы d1, мм
10	1,5	9,026	8,376
	1,25	9,188	8,647
	1	9,350	8,917
	0,75	9,513	9,188
	0,5	9,675	9,459
11	1,5	10,026	9,376
	1	10,350	9,917
	0,75	10,513	10,188
	0,5	10,675	10,459
12	1,75	10,863	10,106
	1,5	11,026	10,376
	1,25	11,188	10,647
	1	11,350	10,917
	0,75	11,513	11,188
	0,5	11,675	11,459
14	2	12,701	11,835
	1,5	13,026	12,376
	1,25	13,188	12;647
	1	13,350	12,917
	0,75	13,513	13,188
	0,5	13,675	13,459
15	1,5	14,026	13,376
	1	14,350	13,917
16	2	14,701	13,835
	1,5	15,026	14,376
	1	15,350	14,917
	0,75	15,513	15,188
	0,5	15,675	15,459
17	1,5	16,026	15,376
	1	16,350	15,917
18	2,5	16,376	15,294
	2	16,701	15,835
	1,5	17,026	16,376
	1	17,350	16,917
	0,75	17,513	17,188
	0,5	17,675	17,459
20	2,5	18,376	17,294
	2	18,701	17,835
	1,5	19,026	18,376
	1	19,350	18,917
	0,75	19,513	19,188
	0,5	19,675	19,459
22	2,5	20,376	19,294
	2	20,701	19,835
	1,5	21,026	20,376
	1	21,350	20,917
	0,75	21,513	21,188
	0,5	21,675	21,459
24	3	22,051	20,752
	2	22,701	21,835
	1,5	23,026	22,376
	1	23,350	22,917
	0,75	23,513	23,188
25	2	23,701	22,835
	1,5	24,026	23,376
	1	24,350	23,917

Для экспериментального определения момента и осевого усилия при затяжке резьбового соединения используется лабораторная установка (рис. 1.3). Болт устанавливается в отверстие динамометра 1, на резьбу болта навинчивается гайка. Динамометр 1 неподвижно закреплен на основании 5. При затяжке гайки динамометрическим ключом 3 возникающая осевая сила F_а фиксируется по индикатору 2. Момент затяжки, соответствующий осевой силе F_а фиксируется по индикатору 4.

Для получения величин осевой силы и момента затяжки, показания соответствующих индикаторов умножают на коэффициенты жесткости, указанные на ключе и динамометре.

Для определения величины момента сил трения в резьбе и на торце гайки выполняются две серии экспериментальных замеров.



Рис. 1.3. Схема лабораторной установки

В первой серии под опорную поверхность гайки устанавливается упорный шарикоподшипник 7 (рис. 1.3), что позволяет практически исключить трение на торце гайки. В этом случае, исходя из формулы (1.3), момент затяжки равен моменту сил трения в резьбе. Во второй серии под опорную поверхность гайки вместо подшипника устанавливается втулка 6. В этом случае момент затяжки равен сумме моментов сил трения в резьбе и на торце гайки. Сравнивая полученные значения моментов затяжки при одной и той же осевой силе, из формулы (1.3), можно определить момент сил трения на торце гайки:

Т_т = Т - Т_р, (1.6)

Измеренные величины моментов сил трения в резьбе и на торце гайки дают возможность вычислить соответствующие коэффициенты трения при каждом значении осевой силы F_а. Из формулы (1.4) приведенный угол трения:

ц'=arctg[(2Т_р )/(Fd₂)]-ш.(1.7)

Учитывая, что ц'=arctg (f'_p)=arctg( f_p / cos б') для коэффициента трения в метрической резьбе получим следующее соотношение:

f_p=tg ц'cos б'=0.866tg ц'. (1.8)

Выразим из формулы (1.5) момент сил трения на торце гайки и с учетом формулы (1.6), получим:

f_т=[4(Т-Т_p)]/[F(D₁+d₀)]. (1.9)

Среднее удельное давление на витках резьбы определяется по формуле:

р_р=4F/[р(d²-d₁²)z], (1.10)

где d, d₁ - наружный и внутренний диаметр резьбы (рис. 1.1);

z=H/р - число витков у резьбы гайки высотой Н.

Среднее удельное давление на торце гайки определяется по формуле:

р_т=4F/[р(D₁²-d₀²)]. (1.11)

Порядок выполнения работы

1. С помощью штангенциркуля измеряется наружный диаметр резьбы болта d, высота гайки H, наружный диаметр гайки D₁ (размер под ключ), диаметр отверстия под болт в динамометре d₀. Шаг резьбы Р измеряется резьбомером или штангенциркулем, измерив длину болта на 10 витках резьбы и разделив полученный результат на 10.

2. По ГОСТ 24705-2004 (табл. 1.1) определяется внутренний d₁ и средний d₂ диаметры резьбы в зависимости от наружного (номинального) диаметра d и шага Р.

3. По согласованию с преподавателем задаются шестью значениями осевой силы затяжки F_а в пределах от 500Н до 10000Н. Значения сил записываются в столбец 3 табл. 1.2. Вычисляются показания индикатора у (в миллиметрах), соответствующие заданным значениям осевой силы по формуле:

у = F_а/k₁,

где k₁ - коэффициент жесткости динамометра 1 (рис. 1.3). Результаты расчетов заносятся в столбец 2 табл. 1.2.

4. Проводится опыт по измерению момента затяжки гайки при заданных значениях осевой силы F_а. Для этого болт с исследуемой резьбой вставляется в динамометр. Затем устанавливается подшипник и шайба. Гайка навинчивается на болт от руки до упора для устранения осевого люфта. На гайку надевается динамометрический ключ, и устанавливаются нулевые значения обоих индикаторов путем поворота их шкал. Медленно и равномерно увеличивая момент затяжки на ключе затягивается гайка до заданных значений усилий затяжки F_а. При достижении заданного усилия затяжки F_а, которое контролируется по показанию индикатора 2, одновременно фиксируется показание индикатора 4 в мм на динамометрическом ключе 3 (рис. 1.3). Это значение записывается в столбце 7 табл. 1.2.

5. После достижения максимальной осевой силы гайка ослабляется до исходного положения (затяжка от руки до упора) и действия по измерению момента затяжки (п. 4) повторяются снова. После трехкратного измерения момента затяжки вычисляются средние арифметические показания индикатора 4 динамометрического ключа для каждой величины осевой силы. С помощью коэффициента жесткости ключа k₂ определяют величину момента затяжки (в Н?мм) по формуле:

Т = k₂?x,

где х - среднее значение показания индикатора 4 динамометрического ключа 3.

Результаты расчетов заносятся в столбец 8 табл. 1.2.

6. Вместо подшипника с шайбой под торец гайки устанавливается втулка 6 (рис. 1.3) и действия п.4-п.5 повторяются. Результаты замеров и расчетов соответственно записываются в столбцы 5 и 6 табл. 1.2.

7. По данным двух серий опытов строятся графики (рис. 1.4), выражающие зависимости момента затяжки при наличии трения только в резьбе Т_р и момента затяжки в общем случае Т от величины осевой силы F_а.

8. По формулам (1.8) и (1.9) определяются коэффициенты трения в резьбе f_p и на торце гайки f_т. По формулам (1.10) и (1.11) вычисляются средние удельные давления на витках резьбы и на торце гайки. Результаты вычислений записываются в табл. 1.3.

10. По данным табл. 1.3 строятся графики (рис. 1.5), выражающие зависимости коэффициентов трения в резьбе и на торце гайки от соответствующих средних удельных давлений.

Форма отчета

Схема болтового соединения с подшипником и без подшипника.

Таблицы результатов

Рис. 1.4 Графики зависимостей момента сил трения в резьбе и момента затяжки в общем случае от значения осевой силы

Таблица 1.2. Результаты измерения осевых сил и соответствующих им крутящих моментов при затяжке резьбы

№ нагружения	Осевое усилие Fi	Кол-во замеров	Момент затяжки в общем случае, T	Момент затяжки без трения на торце гайки, Тр
	мм	Н		мм	Н?мм	мм	Н?мм
1			1		-		-
			2		-		-
			3		-		-
			Среднее знач.
2			1		-		-
			2		-		-
			3		-		-
			Среднее знач.
...
...
6			1		-		-
			2		-		-
			3		-		-
			Среднее знач.

Таблица 1.3 Результаты расчета средних удельных давлений и коэффициентов трения в резьбе и на торце гайки

№ п/п	Среднее удельное давление на витках резьбы, рр	Коэффициент трения в резьбе, fp	Среднее удельное давление на торце гайки, рт	Коэффициент трения на торце гайки, fТ
1
…
…
6

Рис. 1.5. Графики зависимостей коэффициентов трения в резьбе и на торце гайки от соответствующих средних удельных давлений

Контрольные вопросы

1. От каких основных факторов зависит момент завинчивания в резьбовом соединении?

2. Как связаны между собой осевая сила, действующая на гайку и окружная сила, прикладываемая при затяжке?

3. Что показывают индикаторы на динамометре и на ключе?

4. Для чего в лабораторной работе под гайку устанавливается упорный шариковый подшипник?

5. Какой из моментов сил трения больше, в резьбе или на торце гайки?

6. Объяснить характер кривых, выражающих зависимости коэффициентов трения в резьбе и на торце гайки от соответствующих средних удельных давлений.

7. Во сколько раз осевая сила F больше усилия, прикладываемого к стандартному ключу длиной 14d, т.е. какой выигрыш в силе дает крепежная резьба?

8. От чего зависят значения коэффициентов трения в резьбе и на торце гайки?

9. Какой тип резьб наиболее распространен в машиностроении?

10. В каких случаях применяется резьба с мелким шагом?

11. В каких случаях самоторможение винтовой пары играет положительную роль, а в каких отрицательную?

12. Что такое шаг и ход резьбы?

резьбовое соединение редуктор трение

Лабораторная работа №2. Исследование напряженного резьбового соединения, нагруженного осевой силой

Цель работы - теоретическое и экспериментальное определение коэффициента основной нагрузки и сил, действующих на детали напряженного болтового соединения.

Для предотвращения сдвига соединяемых деталей - «стыка» - необходимо создать в нем определенное давление. С этой целью сборка соединения производится с предварительной затяжкой. Работу такого соединения удобно представить в виде диаграммы, показанной на рис. 2.1.

Рис. 2.1. Затянутый стык с диаграммой усилий и деформаций в его элементах

Прямая линия, проходящая через точку О₁, представляет собой, в определенном масштабе, график зависимости деформации деталей системы «болт» от величины приложенной к ним нагрузки. Аналогичный график для деталей системы «стык» проходит через точку О₂. Точка пересечения графиков определяет величину силы затяжки стыка F_зат и соответствующие этой силе деформации элементов затянутого стыка.

При нагружении напряженного резьбового соединения внешней осевой силой F (величине этой силы на рис. 2.1 соответствует отрезок се) изменяются силы, действующие на детали соединения. Задача по определению величины этих сил является статически неопределимой и может быть решена только с учетом совместности деформаций деталей соединения: в результате нагружения соединения силой F деформация системы «болт» увеличивается, а деформация системы «стык» уменьшается на одну и ту же величину отрезка ab. Сила F_Б^раб, действующая на детали системы «болт», увеличивается на величину отрезка de, а сила F_СТ, действующая на детали системы «стык», уменьшится на величину отрезка cd.

Рис. 2.2. Экспериментальная установка для испытания болтового соединения

Для исследования болтового соединения используется экспериментальная установка [5], конструкция которой показана на рис. 2.2.

Установка состоит из неподвижной траверсы 7, закрепленной с помощью стоек 13 на основании 14, и подвижных (нижней и верхней) траверс 1 и 3, соединенных между собой тягами 2. Верхняя траверса 3 через динамометр 4, снабженный индикатором 8, соединена с гайкой 5 натяжного винта 6, закрепленного в неподвижной траверсе 7.

Исследуемое болтовое соединение состоит из болта 12, двух втулок 11, стягиваемых гайкой 10. Втулки 11 выполняют роль соединяемых деталей. Для получения сравнительно больших деформаций и обеспечения возможности замера длина болтового соединения принимается небольшая. Болтовое соединение устанавливается в отверстия основания 14 и нижней подвижной траверсы 1. При завинчивании натяжного винта 6 гайка 10 захватывается нижней подвижной траверсой 1, а головка болта опирается на неподвижное основание 14, и болт 12 при этом растягивается. Замер деформации болта осуществляется с помощью индикатора 9.

Для определения жесткости болта С_Б необходимо ослабить гайку 10 испытуемого болта 12, затем с помощью натяжного винта 6 нагрузить его растягивающей силой F. Величину силы F контролируют динамометром 4, снабженным индикатором 8, а удлинение болта д_Б замеряют индикатором 9.

Растягивающая сила:

F=С_динд_дин,

где жесткость динамометра С_дин=10000/0,45Н/мм;

д_дин - деформация динамометра, измеряемая по индикатору 8.

Жесткость болта:

С_Б= F/д_Б. (2.1)

Предварительная затяжка болтового соединения силой F_зат осуществляется путем завинчивания гайки 10 при наличии зазора между торцом гайки и подвижной траверсой 1. Величина усилия затяжки, контролируемая по удлинению болта д_Б индикатором 9, определяется по формуле:

F_зат=С_Бд_Б. (2.2)

Нагружение затянутого соединения внешней силой F осуществляется так же, как и в случае нагружения незатянутого болтового соединения. Величина рабочего усилия в болте после приложения внешней силы, контролируемая по общему удлинению болта д_Б^раб индикатором 9, определяется по формуле:

F_Б^раб=С_Бд_Б^раб. (2.3)

Коэффициент основной нагрузки ч показывает, какая часть внешней силы F, приложенной к напряженному резьбовому соединению, нагружает болт. Экспериментальное значение коэффициента основной нагрузки определяется по формуле:

ч=(F_Б^раб- F_зат)/ F. (2.4)

Критическое значение внешней силы, раскрывающей стык, которое контролируется проворачивание втулок от руки, определяется по формуле:

F_кр=д_крС_Б, (2.5)

где д_кр - удлинение болта при критической нагрузке, замеренное по индикатору 9.

Расчетное значение коэффициента основной нагрузки определяется по формуле:

ч=л_СТ/(л_Б + л_СТ), (2.6)

где л_Б, л_СТ - податливости болта и соединяемых деталей (стыка).

Податливость болта:

л_Б=4(l_Б+0.5H)/(E_Брd²); (2.7)

податливость стыка:

л_ст=4l_СТ/[р(D²-d_o²)E_СТ]. (2.8)

Здесь d - диаметр болта;

l_Б, l_СТ - длины болта и стыка;

H - высота гайки;

Е_Б, Е_СТ - модули упругости материалов болта (для стали Е_Б=2•10⁵МПа) и стыка (для титана Е_СТ=10⁵МПа);

D, d_o - наружный и внутренний диаметры втулки.

Расчетное критическое значение внешней силы (рис. 2.1) определяется по формуле:

F_кр= F_зат(1+л_СТ /л_Б). (2.9)

Порядок выполнения работы

1. Нагрузить незатянутое болтовое соединение растягивающей силой F =5000Н и определить жесткость болта по формуле (2.1).

2. С помощью гаечного ключа затянуть болтовое соединение силой F_зат=5000Н.

3. С помощью натяжного винта нагрузить затянутый стык внешней нагрузкой F=5000Н. Замерить величину общей деформации болта д_Б^раб и определить рабочее усилие в болте F_Б^раб по формуле (2.3).

4. Определить экспериментальное значение коэффициент основной нагрузки ч по формуле (2.4).

5. Определить экспериментальное значение критической внешней силы F_кр по формуле (2.5).

6. Определить расчетное значение коэффициента основной нагрузки по формуле (2.6).

7. Определить расчетное значение критической внешней силы F_кр по формуле (2.9).

8. Выполнить отчет по приведенной форме.

Форма отчета

Эскиз болтового соединения (стыка) (рис. 2.1).

Диаграмма затянутого стыка (рис. 2.1).

Материал болта и втулок.

Таблица результатов экспериментов и расчета (табл. 2.1).

Таблица 2.1 Результаты экспериментов и расчета

Податливости, мм/Н	лБ
	лСТ
Жесткость болта, Н/мм	СБ
Деформации болта, мм	дБ
	дбраб
	дкр
Силы, Н	Fзат	5000
	F	5000
	FБраб
Коэффициент основной нагрузки ч	Экспериментальное значение
	Расчетное значение
Критическая сила Fкр , Н	Экспериментальное значение
	Расчетное значение

Контрольные вопросы

1. Для чего нужна предварительная затяжка в соединениях, нагруженных отрывающими силами и моментами?

2. К каким нежелательным последствиям приводит явление раскрытия стыка?

3. Как воспринимает болт и стык прилагаемую внешнюю нагрузку?

4. Когда при конструировании резьбового соединения требуется иметь коэффициент основной нагрузки малой величины, а когда большой величины?

5. При большей или меньшей жесткости болта требуется меньшая величина предварительной затяжки?

6. При каком соотношении жесткости болта и стыка увеличивается значение критической силы, раскрывающей стык?

7. Перечислите причины расхождения между расчетными и экспериментальными значениями коэффициента основной нагрузки.

8. Почему в предварительно затянутом болтовом соединении, нагруженном внешней растягивающей силой, применяют податливые болты и жесткие детали стыка?

9. Какое влияние оказывают упругие прокладки на нагруженность болта в предварительно затянутом болтовом соединении, нагруженном внешней растягивающей силой?

10. Как осуществляется определение жесткости болта в лабораторной установке?

11. Как контролируется усилие предварительной затяжки болта в лабораторной установке?

12. От чего зависит значение коэффициента основной нагрузки?

Лабораторная работа №3. Определение основных параметров цилиндрического двухступенчатого редуктора

Цель работы - ознакомление с конструкцией цилиндрического двухступенчатого редуктора и определение параметров зубчатого зацепления.

Зубчатый редуктор - механизм, состоящий из зубчатых передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине с соответствующим понижением угловой скорости и крутящего момента.

Редукторы, составленные из цилиндрических прямозубых или косозубых передач, называются цилиндрическими. Цилиндрические редукторы обеспечивают передачу движения между параллельными валами.

По числу ступеней передач различают одноступенчатые, двухступенчатые, трехступенчатые редукторы и многоступенчатые.

По расположению геометрических осей валов в пространстве различают горизонтальные редукторы (оси валов расположены в горизонтальной плоскости) и вертикальные редукторы (оси валов расположены в вертикальной плоскости).

Двухступенчатые редукторы выполняют по развернутой (рис. 3.1, а), раздвоенной (рис. 3.1, б) и соосной (рис. 3.1, в) схемам.

Наиболее распространены цилиндрические двухступенчатые редукторы, выполненные по развернутой схеме. Они конструктивно просты, технологичны и имеют малую ширину. Недостатком таких редукторов является неравномерность распределения нагрузки по длине зуба из-за несимметричного расположения колес относительно опор.

Для лабораторной работы используется стандартный цилиндрический двухступенчатый редуктор, выполненный по развернутой схеме (рис. 3.1, а). Быстроходная ступень редуктора образована колесами с числами зубьев z₁ и z₂, а тихоходная ступень - колесами с числами зубьев z₃ и z₄.



Рис. 3.1. Схемы двухступенчатых цилиндрических редукторов

Корпус редуктора имеет разъем по плоскости, проходящей через оси валов. Крышка и основание корпуса редуктора отлиты из чугуна марки СЧ12 или СЧ15 (ГОСТ 1412-85). У гнезд подшипников на крышке и основании корпуса имеются приливы (бобышки) для размещения стяжных болтов. Для фиксации положения крышки относительно основания корпуса используются два штифта. Крышка и основание корпуса соединяются болтами. Для облегчения разборки редуктора в присоединительном поясе крышки корпуса имеются резьбовые отверстия для отжимных винтов.

Шестерня быстроходной ступени выполнена за одно целое с входным валом (вал-шестерня), а шестерня тихоходной ступени - за одно целое с промежуточным валом, зубчатые колеса насажены с натягом на промежуточный и выходной валы. Для передачи вращающего момента от колеса к валу и наоборот применяют призматические шпонки.

Материал выходного вала сталь марок 45, 40Х и др., материал валов-шестерен и зубчатых колес - сталь марок 45, 40Х, 40ХН и др.

Опоры валов - радиальные или радиально-упорные подшипники, воспринимающие радиальные и осевые нагрузки, возникающие в косозубых зацеплениях. Подшипники установлены на всех валах по схеме «враспор»: торцы внутренних колец подшипников упираются в буртик вала или торец распорной втулки, внешние торцы наружных колец подшипников упираются в торец врезной глухой (сквозной) крышки подшипника или компенсаторного кольца (для радиального подшипника) или регулировочной шайбы (для радиально-упорного подшипника). Внутренние кольца подшипников устанавливаются на вал с натягом для предохранения от развальцовки посадочных поверхностей и контактной коррозии. Наружные кольца подшипников устанавливаются на вал по посадке с небольшим зазором для равномерного износа кольца и осевого перемещения подшипника при тепловом удлинении вала. Регулирование радиальных подшипников производят компенсаторными кольцами. При этом между торцами наружного кольца подшипника и крышки подшипника обеспечивают зазор 0,2…0,5 мм для компенсации тепловых деформаций. Регулирование радиально-упорных подшипников производят воздействием регулировочного винта, установленного в глухой крышке подшипника, на регулировочную шайбу. По окончании регулирования винт фиксируется стопорной планкой.

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатых колес в масло, залитое в корпус редуктора (0,4…0,8 л на 1 кВт передаваемой мощности). Масло заливается через смотровой люк до уровня, обеспечивающего погружение быстроходного колеса в масло на высоту зуба. Контроль уровня масла осуществляется жезловым маслоуказателем. Для слива отработанного масла в основании корпуса редуктора имеется сливное отверстие, закрытое пробкой.

Подшипники смазываются разбрызгиванием масла. В сквозные крышки подшипников установлены уплотнения, защищающие от утечки масла и попадания пыли и грязи внутрь редуктора. На быстроходном и промежуточном валах со стороны шестерни устанавливают маслозащитные шайбы, защищающие подшипник от переполнения маслом.

Параметры зубчатого зацепления можно определить через замеры отдельных элементов шестерни и колеса. Измерение каждого элемента нужно производить тщательно и несколько раз. Можно предложить следующий порядок:

1. Замеряют межосевые расстояния быстроходной a_wБ и тихоходной a_wТ ступеней.

Для ограничения номенклатуры корпусных деталей редукторов и коробок скоростей межосевые расстояния передач стандартизированы.

Стандартные значения межосевых расстояний:

1-й (предпочтительный) ряд: 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1000, 1250, 1600, 2000, 2500;

2-й ряд: 140, 180, 225, 280, 355, 450, 560, 710, 900, 1120, 1400, 1800, 2240.

Для колес, нарезанных без смещения инструмента, делительное межосевое расстояние равно начальному, т.е. замеренному расстоянию: a=a_w=0,5(d₁+d₂)=0,5m(z₁+z₂).

2. Замеряют диаметры окружностей выступов d_a и впадин d_f зубчатых колес обеих ступеней. По полученным значениям определяют модули зацепления для быстроходной m_nБ и тихоходной m_nТ ступеней по формуле:

m_nБ(Т)=(d_a2(4) - d_f2(4))/4,5. (3.1)

Модуль - величина стандартная и является основной характеристикой размеров зубьев. С помощью этой величины обеспечивается взаимозаменяемость зубчатых колес и унификация зуборезного инструмента.

Стандартные значения модулей:

1-й (предпочтительный) ряд: 1; 1,25; 1,5; 2,25; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12;

2-й ряд: 1; 1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11,

Для косозубых передач стандартным является нормальный модуль m_n, а для прямозубых - торцовый модуль m_t. Модули связаны зависимостью

m_t=m_n/cosв. (3.2)

3. Подсчитывают числа зубьев шестерни z₁ и колеса z₂ быстроходной ступени, шестерни z₃ и колеса z₄ тихоходной ступени.

4. Определяют передаточное число быстроходной ступени u_Б, тихоходной ступени u_Т и общее передаточное число редуктора

u=u_Б•u_Т=z₂•z₄/(z₁•z₃). (3.3)

5. Определяют углы наклона зубьев быстроходной в_Б и тихоходной в_Т ступеней.

Рассчитываю по формуле:

в=arсcos[0,5(z₁₍₃₎+z₂₍₄₎)m_nБ(Т)/a_wБ(Т)]. (3.4)

Измерение величины угла наклона зубьев можно с достаточной точностью произвести на колесе с помощью угломера или на отпечатке зубьев, полученном на листе бумаги.

6. Определяют диаметры делительных окружностей шестерни d₁ и колеса d₂ быстроходной ступени и шестерни d₃ и колеса d₄ тихоходной ступени по формуле:

d=m_t•z. (3.5)

7. Определяют диаметры окружностей выступов шестерни d_a1 и колеса d_a2 быстроходной ступени и шестерни d_a3 и колеса d_a4 тихоходной ступени по формуле:

d_a=d+2m_n. (3.6)

8. Определяют диаметры окружностей впадин шестерни d_f1 и колеса d_f2 быстроходной ступени и шестерни d_f3 и колеса d_f4 тихоходной ступени по формуле:

d_f=d - 2,5m_n. (3.7)

9. Замеряют ширину колеса быстроходной b₂ и тихоходной b₄ ступени и подсчитывают относительную ширину колес ш_aБ и ш_aТ по формуле:

ш_a=b/a_w. (3.8)

Стандартные значения ш_a для редукторов: 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,63; 0,8; 1.

10. Определяют несущую способность передач и редуктора в целом путем определения мощности, которую позволяет передавать в отдельности каждая ступень редуктора. Максимальная мощность, которую может передавать данный редуктор, определяется меньшим значением из двух определенных мощностей Р_Б и Р_Т.

Из условия сопротивления усталости материала зубьев по контактным напряжениям получают

P_Б= a_wБ³[у]_H²ш_aБz₁²z₂n₁/{9,55[(z₁+z₂) K_a]³K_H},

P_Т=a_wТ³[у]_H²ш_aТz₁z₃²z₄n₁/{9,55[(z₃+z₄) K_a]³K_Hz₂}, (3.9)

где Р_Б и Р_Т - мощности на шестернях быстроходной и тихоходной ступени, Вт;

a_wБ и a_wТ - межосевые расстояния быстроходной и тихоходной ступени, мм;

K_H - коэффициент нагрузки, равный 1,3;

K_a=495 для прямозубых колес, K_a=430 для косозубых колес;

n₁ - частота вращения входного вала редуктора, мин^-1;

[у]_H=515,45МПа - допускаемое контактное напряжение, для стали марки 45, подвергнутой улучшению.

Частота вращения входного вала редуктора задается преподавателем из частот вращения асинхронных электродвигателей: 720, 955, 1440, 2840 мин^-1.

Порядок выполнения работы

1. Снять крышку корпуса редуктора. Изучить внутреннее устройство редуктора.

2. Вычертить кинематическую схему редуктора, используя условные обозначения по ГОСТ 2.770-81.

3. Измерить параметры (табл. 3.1).

4. Вычислить основные параметры (табл. 3.1).

5. Составить спецификацию деталей и узлов редуктора (табл. 3.2).

6. Выполнить отчет по приведенной форме.

Форма отчета

Кинематическая схема редуктора.

Таблицы результатов.

Таблица 3.1 Измеренные и рассчитанные параметры

№	Параметры зацепления	Обозначение	Результаты
Замеренные параметры быстроходной ступени
1	Число зубьев шестерни	z1
2	Число зубьев колеса	z2
3	Межосевое расстояние, мм	awБ		По ГОСТу
4	Диаметр вершин зубьев шестерни, мм	da1
5	Диаметр вершин зубьев колеса, мм	da2
6	Диаметр впадин зубьев шестерни, мм	df1
7	Диаметр впадин зубьев колеса, мм	df2
8	Ширина венца колеса, мм	b2
9	Угол наклона зубьев, град.	вБ
Замеренные параметры тихоходной ступени
10	Число зубьев шестерни	z3
11	Число зубьев колеса	z4
12	Межосевое расстояние, мм	awТ		По ГОСТу
13	Диаметр вершин зубьев шестерни, мм	da3
14	Диаметр вершин зубьев колеса, мм	da4
15	Диаметр впадин зубьев шестерни, мм	df3
16	Диаметр впадин зубьев колеса, мм	df4
17	Ширина венца колеса, мм	b4
18	Угол наклона зубьев, град.	вТ
Рассчитанные параметры быстроходной ступени
19	Передаточное число ступени	uБ
20	Нормальный модуль, мм	mnБ		По ГОСТу
21	Торцовый модуль, мм	mtБ
22	Угол наклона зубьев, град.	вБ
23	Делительный диаметр шестерни, мм	d1
24	Делительный диаметр колеса, мм	d2
25	Диаметр вершин зубьев шестерни, мм	da1
26	Диаметр вершин зубьев колеса, мм	da2
27	Диаметр впадин зубьев шестерни, мм	df1
28	Диаметр впадин зубьев колеса, мм	df2
29	Коэффициент ширины зубьев колеса	шаБ		По ГОСТу
30	Передаваемая мощность, Вт, при n1=	РБ
Рассчитанные параметры тихоходной ступени
31	Передаточное число ступени	иТ
32	Нормальный модуль, мм	тпТ
33	Торцовый модуль, мм	mtТ
34	Угол наклона зубьев, град.	вТ
35	Делительный диаметр шестерни, мм	d3
36	Делительный диаметр колеса, мм	d4
37	Диаметр вершин зубьев шестерни, мм	da3
38	Диаметр вершин зубьев колеса, мм	da4
39	Диаметр впадин зубьев шестерни, мм	df3
40	Диаметр впадин зубьев колеса, мм	df4
41	Коэффициент ширины зубьев колеса	шаТ		По ГОСТу
42	Передаваемая мощность, Вт, при n1=	РТ
43	Передаточное число редуктора	и

Таблица 3.2 Спецификация деталей и узлов редуктора

№	Наименование	Кол.	Примечание

Контрольные вопросы

1. Какие передачи называются редукторными, а какие - мультипликаторными?

2. Для чего предназначен редуктор?

3. Достоинства многоступенчатых передач по сравнению с одноступенчатыми передачами?

4. Какая ступень передачи называется быстроходной , а какая тихоходной?

5. Что определяет такое понятие, как «нагрузочная способность передачи», и какая ступень редуктора является более нагруженной?

6. Из каких материалов изготавливают детали зубчатой передачи?

7. Что такое модуль и шаг зацепления?

8. Какой зависимостью связаны между собой нормальный и торцовый модули?

9. Какой модуль стандартизирован для косозубой передачи?

10. Как определяется делительное межосевое расстояние?

11. Как определяется делительный диаметр, диаметр вершин и диаметр впадин зубьев колеса?

12. Как определяется угол наклона линии зуба и ее направление?

13. Как определяется передаточное число редуктора?

14. Какой зависимостью связаны моменты на входном и выходном валах редуктора?

15. Какой тип подшипников используется в редукторе?

16. Какие схемы установки подшипников на валах применяются в редукторах?

17. Перечислите недостатки редукторов, выполненных по развернутой схеме?

18. Как производится смазка подшипников и зубчатого зацепления в редукторах?

19. Для чего предназначены штифты в редукторе?

Лабораторная работа №4. Определение основных параметров червячного одноступенчатого редуктора

Цель работы - ознакомление с конструкцией червячных редукторов, определение их основных рабочих характеристик и геометрических параметров зацепления.

Червячные передачи применяют при необходимости значительного понижения частоты вращения и при перекрещивающихся валах. Эти передачи могут быть самотормозящими. Червячные передачи относятся к числу зубчато-винтовых, имеющих характерные черты зубчатых и винтовых передач.

Достоинства червячных передач - возможность получения большого передаточного числа в одной ступени до 80, плавность и бесшумность работы, малая виброактивность, повышенная кинематическая точность.

Недостатки - низкий коэффициент полезного действия (з=0,7...0,95 в зависимости от угла подъема винтовой линии червяка); повышенное изнашивание и склонность к заеданию; необходимость применения дорогих материалов для изготовления червячного колеса - оловянистых и других бронз; необходимость применения специальных мер для теплоотвода; повышенные требования к точности сборки и необходимость регулировки [1, 2].

Вследствие этих недостатков червячные передачи применяют при малых и средних мощностях (обычно до 60 кВт), в подъемно-транспортных машинах, станках, автомобилях и в других механизмах.

Цилиндрические червячные передачи характеризуются набором геометрических параметров, которые определяют их размеры.

Межосевое расстояние a_w должно соответствовать значениям из ГОСТ 2144-76 (40, 50, 63,80, 100, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250 ...500 мм).

К числу основных геометрических параметров червячной передачи, позволяющих рассчитать основные размеры червяка и червячного колеса, относят:

- модуль m, мм ? определяется как отношение осевого шага червяка p к числу р (m = р/р). Под осевым шагом р ...