Добавил:
Rife_User
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:Му к лаб работам по Деталям машин
.pdf
Лабораторная работа №2
ИССЛЕД ОВАНИЕ КЛЕММО ВОГО СОЕДИНЕНИЯ СО СТУПИЦЕЙ,
ИМ ЕЮ Щ ЕЙ ПРОРЕЗЬ
Виды клеммовых соединений представлены на рисунке 2.1 и
предназначены для передачи крутящ их моментов и осевых сил за счет сил
трения, возникающих на поверхности контакта между ними. С целью
обеспечения такого контакта втулка клеммы должна быть в достаточной
степени прижата к валу за счет затяж ки клеммовы х болтов.
Соединения выполняют с разъемной ступицей (рис.2.1а) и ступицей,
имеющей прорезь (ри с.2.16).
Рис. 2.1 Виды клеммовых соединений
1 Цель работы. Сопоставление расчетных и экспериментальных
значений предельных сдвигаю щ их сил клеммового соединения,
выполненного со ступицей, имею щ ей прорезь.
2 Расчетные зависимости. В зависимости от относительной жесткости
клеммовой втулки и вала, а также в зависимости от первоначального зазора
при монтаже различаю т три следующих типа распределения давлений на
поверхности контакта, представленных на рис.2.2.
в)
Рис. 2.2 Эгпоры распределения давлений по окружности валика клеммового
соединения
На рис. 2,2а показана эпюра распределения давления при большом
первоначальном зазоре. Эпюра, приведенная на рис. 2.26, отражаю щая
косинусоидальный закон распределения давления по окружности валика,
10
получается при зазорах, близких к нулю, а эпюра, изображ енная на рис.2.2в,
с равномерным распределением давления по окружности валика характерна
для случая, когда клемма ставится на валик с первоначальным натягом.
Давление н а валик, представленное н а рис. 2.2а, условно (полагаем, что
поворот половинок клеммы, изображенной на р и с.2.16 осуществляется
относительно точки 0) можно заменить равнодействующей силой
N = 2F , так
как оно распределяется на сравнительно узком участке. При таком
допущении осевая сила, воспринимаемая соединением, равна:
Fa' = A fF ,z ,
где: F a - осевая (сдвигаю щая) сила, передаваемая соединением;
F , - сила затяжки болта;
/ - коэффициент трения;
z - число болтов.
Если давление на валик распределяется по косинусоидальному закону
(рис. 2.26), то получаем следующее выражение для предельной осевой силы:
Fa"= \6 f F 3z l n ,
Осевую силу для закона равномерного распределения давления ( рис.
2.2 в ) определяем как:
F„"'=2KfF 1z.
Из сравнения вышеприведенных формул видно, что наибольшую
осевую силу при одной и той же затяжке болта передает клеммовое
соединение с равномерным распределением давления по окружности вала.
Поэтому при конструировании клеммового соединения желательно выбирать
посадку клеммы на вал без первоначального зазора или с первоначальным
натягом.
Максимальную силу затяж ки клеммового соединения, которую можно
допустить из условия прочности тела болта, определяют по формуле
F \ mai = [ a j А /1 , 3 = nd,2 [ o j / 5 ,2 ,
где d/ - внутренний диаметр резьбы винта;
[(Тр] - допускаемое напряжение при растяжении [ар] = ат /S
А - площадь поперечного сечения болта;
ат - предел текучести материала болта ( для Ст.4 ат = 240 Н /мм2)
S - коэф фициент запаса прочности при постоянной нагрузке
(принимаем S = 2).
Максимальную силу затяжки по допустимым удельным давлениям на
поверхности стыка определяю т по формуле:
F " , max ~ [Я]DI / 2 z,
где D - номинальный диаметр сопряжения клеммы с валиком;
/ - длина сопряжения;
г - число болтов;
[q ]~ допустимое давление на поверхности сопряжения, ([q] = 0,3ат,
МП а)
Среднее давление на поверхности сопряжения определяется по
формуле:
И
1
qm = 2F j / D l
1 Схема установки. В качестве установки используется пресс ДМ-30
(см. лабораторную работу №1 п.З), с помощью которого нагружаем
приспособление для исследования клеммового соединения (рис.2.3).
2 - клемма
3 - стяжной болг
4 -
динамометриче
ская пружина
5 - индикатор
6 - подставка
1- валик
Рис. 2.3 Схема присп особления для исследования клеммового соединения
График калибровки динамометрической пружины клеммового
соединения представлен на рисун ке 2.4.
2.4 График калибровки динамометрической пружины клеммового
соединения
4 Порядок выполнения работы.
4.1 В журнале лабораторных работ вычерчивают схему установки
согласно рис.2.3 и схемы распределения давления на вал по окруж ности,
изображенные на рис.2.2.
4.2 Записывают в журнал расчетные зависимости.
12
4.3 Проводят обмер выданного преподавателем клеммового соединения
и заполняют таблицу журнала.
Максимальная сила затяжки болта в процессе эксперимента не должна
превышать предельно допустим ой величины для силоизмерительного
устройства 13200 Н.
4.4 Диапазон изменения силы затяжки F, от нуля до максимальной
равномерно разбивают на 4-5 значений, для которых теоретически и
экспериментально определяют предельную осевую силу. Назначение
величины F, заносят в соответствующие таблицы журнала лабораторных
работ, и для них по граф ику (рис.2.4) н аходят соответствующие показания
индикатора К / динамометрической пружины стягивающего болта.
4.5. Н аходят значение среднего давления q m н а цилиндрической
поверхности сопряжения, соответствующ ее каж дой из назначенных величин
F 3. Затем по графику (рис. 2.5) для каждого значения qm получаю т
соответствующее ему значение коэффициента трения / на поверхности
сопряжения, (при этом используется кривая 1, если поверхности обработаны
развертыванием, и кривая 2, если поверхности обработаны шлифованием).
Рис.2.5 График зависимости коэфф ициента трения от давления на
поверхности клеммового соединения
4.6 Далее необходимо произвести р асчет осевых сил, соответствующих
трем случаям распределения давления по поверхности валика. Расчетные
данные заносят в таблицу журнала и строят графики зависимости осевы х сил
Fa', F„" и F „ '"от силы затяжки болта F,.
4.7 Для экспериментального определения осевой силы на стол пресса
ДМ-30 устанавливают приспособление, схематически изображенное на
рис.2.3. Затягивают болт клеммового соединения по индикатору на величину
К 1 (мкм), соответствующую минимальному принятому значению F„ и,
13
вращая верхний маховик, создают предварительное напряжение на
клеммовое соединение с целью выборки всех зазоров. Затем, вращая нижний
маховик, поднимаю т стол пресса, плавно увеличивая осевое усилие. Стрелка
индикатора динамометра пресса при этом плавно перемещается, отмечая
возрастание осевой силы. Как только стрелка индикатора динамометра
пресса остановится и пойдет в обратном направлении, следует зафиксировать
ее максимальное показание К 2, записать в журнал и прекратить дальнейшее
нагружение. Остановка стрелки и перемещение ее в обратном направлении
означает переход трения покоя в трение движения с меньшим
коэффициентом трения, т.е. начало относительного перемещения валика в
клемме. Максимальное отклонение стрелки индикатора К 2 соответствует
предельному значению осевой силы.
4.8 Не уменьшая затяжки болта, затянуть болт на следующее значение
F, и повторить эксперимент по определению предельного значения F a. Такие
операции провести для всех назначенных значений F3. Результаты
эксперимента записывают в таблицу журнала лабораторных работ
(расшифровка показаний индикатора пресса К 2: 30 мкм показаний
индикатора соответствую т 1 Н усилия пресса (Fa = 30К 2), см. рис. 1.3 в
лаб.р.№1) и наносят на график зависимости F a от F,.
5 Выводы в виде ответов на следующ ие вопросы:
1. К акому случаю распределения давления по окружности валика
наиболее близки результаты эксперимента?
2. Какое звено клемм ового соединения является более слабым: болт
или цилиндрическая поверхность сопряжения (для того, чтобы сделать этот
вывод, необходимо определить F тах и F ", ,„м)?
3. Какие изменения размеров следует внести в детали соединения,
чтобы они были равнонапряженными?
14
Лабораторная работа №3
АНАЛИЗ ЗУБЧАТОГО М ЕХАНИЗМА
Зубчатым редуктором (ГОСТ 16530-83; ГОСТ 16531-83) называется
механизм, состоящ ий из одной или нескольких зубчатых передач,
смонтированных в едином закрытом корпусе, и предназначенный для
преобразования параметров движения - понижения скорости вращения и
соответственно повышения крутящ его момента. Подобный механизм
обратного назначения - для повышения угловой скорости и уменьшения
момента - называется зубчатым мультипликатором.
Классификация зубчатых механизмов проводится по следующим
основным признакам:
а) в зависимости от числа ступеней зубчатые механизмы различаются
на одноступенчатые, двухступенчатые (рис.3.1) и т.д.;
б) в зависимости от типа зубчатых колес - цилиндрические (рис. 3.1),
конические, коническо-цилиндрические;
в) в зависимости от расположения валов в пространстве -
горизонтальные, вертикальные;
г) в зависимости от особенностей кинематической схемы - развернутые
(рис. 3.1а), соосные (рис. 3.16), с раздвоенной быстроходной ступенью и т.д.
Зубчатые механизмы по всем схемам могут иметь колеса с
прямыми (рис. 3.1а), косыми (рис. 3.16) и шевронны ми зубьями. Конические
же колеса могут быть выполнены прямозубыми, косозубыми и с круговыми
зубьями.
1 Цель работы Ознакомление с различными схемами и исполнением
зубчатых механизмов, назначением отдельных деталей и узлов, основными
конструктивными требованиями, сравнение преимуществ и недостатков
различных схем, приобретение навыков определения основных параметров
зубчатых передач.
15
Рис 3.1 Схемы двухступенчаты х механизмов с цилиндрическими зубчатыми
колесами: а) развернутая; б) соосная.
2 Расчетные зависимости. На рис. 3.2 показан зубчатый венец,
основные параметры которого в зависимости от принимаемого по стандарту
расчетного модуля
т мм определяются следующими выражениями:
а) торцевой модуль т, = m /cos f)
б) делительный диаметр d = m,z
в) высота делительной головки зуба ha = m(h„’ + х - Л у );
г) высота делительной ножки зуба й/= m(ha *+ с - х);
д) диам етр вершин зубьев da = d + 2ha\
е) диаметр впадин dj - d - 2 h f i
где р - угол наклона зубьев по делительному цилиндру; z - число
зубьев; ha и с - коэффициенты высоты головки зуб а и радиального зазора
обычно h a = 1 с = 0,25;
х и й у - коэффициенты смещения исходного контура и уравнительного
смещения.
Действительное расстояние между осями a w шестерни (индекс 1) и
колеса (индекс 2) в общем случае не совпадает с делительными:
а = 0,5(d/ + di); aw=a + ту.
где у - коэффициент воспринимаемого смещения: y= (aw~a)/m.
Двухступенчатый редуктор имеет быстроходную (индекс Б) и
тихоходную (индекс Т) ступени. При анализе редуктора определяют число
зубьев шестерен z/£, z ,T и зубчатых колес z 2s, *2Т, измеряют их ширину ble,
Ь/т, Ь2б, Ь2т и диаметры верш ин зубьев (4/s, dam da2E, da,T, а также межосевые
расстояния a WE и ал.т и углы наклона зубьев [)в и ftT- Схема измерения и
расчетная зависимость для определения межосевых расстояний приведены на
рисунке 3.3.
Передаточные числа каждой ступени и общее передаточное число
редуктора: Ub=z2B/z ,b\ UT=z27/zi f, U=Ue UT
Расчетные модули для каждой ступени определяют приближенно в
предположении отсутствия смещений (Х] =х2 ~Л у -0) по одной из
зависимостей:
М Б(Т) =-2aw£(T)COsfiE(Tl/'(Z/ОД +22ЫТ))
или m =daI(3/ ( z ,(3/cos P + 2)
Затем их уточняют, округляя до ближ айшего стандартного (ГОСТ
9563-80) значения m мм из рядов:
ряд 1: 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10 мм
ряд 2: 1,75; 2,25; 2.75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9 мм
Крутящие моменты на колесах в Нм, допускаемые по контактной
выносливости зубьев на каж дой из ступеней редуктора, определяют по
формуле:
Т2Ь(Г) = (1 жБСГ) С?НРЕ(Т) t>2b(T)U2Б,т /(К 3J U fif D + l ? К Hji),
где К а - коэффициент, принимаемый равным 495 - при прямых и 430 -
косых зубьях;
16
KH(i - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по
ширине зубчатого венца, принимаемый в диапазоне 1,1+1,3 (точные значения
берутся из рис.1 и 2 приложения).
our sen - допускаемы е контактные напряжения в МПа (Н/м м2)
задаю тся преподавателем или определяются по заданной твердости зубьев.
а) торцевое сечение
б) развертка по делительному
цилиндру.
Рис.3.2 Г еометрия зубчатого венца
~ (*.!> fcS{Tj +t"errj'
Рис. 3.3 Схема измерения межосевых расстояний
При заданной частоте вращения п/в (м ин'1) и расчетном напряжении
oHF (МПа) определяют допустимую мощность, кВт:
Р HfT)-Т2ЬГГ)п2Е о / 9 5 5 0
3 С хема зубчатого механизма. Схемы зубчатых механизмов,
предлагаемых для анализа приведены на рис. 3.1. Обозначения,
применяемые в схемах пояснены в п.2. Для выполнения работы применяю т
штангенциркули, металлические линейки и конусные угломеры.
4 Порядок выполнения работы
4.1 Схема зубчатого механизма, допустимое контактное напряжение и
обороты колеса выбираются по указанию преподавателя.
4.2 Студенты разбирают зубчатый механизм, изучая его
конструктивные особенности. Преподаватель объясняет при этом, как могут
быть выполнены в различных вариантах те или иные узлы и детали,
17
иллю стрирует их работу, знакомит студентов с применяющимися
материалами, технологией изготовления, отмечает наиболее часто
встречающиеся ошибки при проектировании.
4.3 Записывая в журнал лабораторных работ расчетные зависимости,
студенты усваивают основные параметры, применяющиеся при расчетах и
конструировании зубчатых передач, их обозначения и соотношения между
ними. Эти параметры они затем непосредственно измеряют или
рассчитывают, заполняя последовательно таблицу журнала лабораторных
работ.
4.4 После проведения предписанных в журнале замеров и расчетов
зубчатый механизм собирают.
5 Выводы в виде ответов на следующие вопросы:
1) Какое влияние на конструкцию зубчатого механизма оказывают
изменения различных параметров, например, аНр, т, и, Ь, (Р.
18
Лабораторная работа № 4
ИСПЫТАНИЕ ПОДШ ИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
Подш ипники служат опорами валов и вращаю щ ихся осей.
Подш ипники качения призваны снизить потери в системе вал-опора за счет
замены трения скольж ения трением качения посредством установки шариков
или роликов между кольцами подшипника, являющимися продолжением
корпуса и вала машины (ГОСТ 3395-89; ГОСТ 8338-75). Различают:
- радиальные подшипники, воспринимающ ие нагрузку, поперечную
оси вращения вала;
- упорные подшипники, воспринимающ ие нагрузку вдоль оси
вращения вала;
- радиально-упорные подшипники, воспринимаю щие поперечную и
осевую нагрузки на вал.
1 Цель работы. Выявить зависимости момента трения и приведенного
коэффициента трения от нагрузки, частоты вращения и уровня масла в
подшипнике.
2 Расчетные зависимости. Силы сопротивления, возникающие в
подшипнике качения, зависят от нагрузки, действующей на подшипник. Они
складываются из сил: трения качения шариков при перемещении их по
дорожкам, трения скольжения шариков о дорожки качения и о сепаратор,
вязкостного сопротивления перемещению тел качения в среде смазки. Все
эти потери оценивают одним показателем - коэф фициентом трения f„ ,
приведенным к цапфе вала.
При известных моментах сил трения Тт (Нмм), радиальной нагрузке на
подшипник Fr (Н) и диаметре цапфы вала d (мм) приведенный коэффициент
трения может быть вычислен по формуле:
f„ = 2 T T/F r d. .
Момент трения Тт , входящ ий в эту формулу, должен быть определен
экспериментально.
Учитывая, что в экспериментальной установке одновременно
нагружены четыре подшипника, а нагрузка на оди н подш ипник F r равна R/2 ,
где R - радиальное усилие, создаваемое нагрузочным винтом на вал.
Получим окончательную расчетную формулу:
/ „ =2Тт/ 4( R/2)d = TT/R d.
Теоретическое значение приведенного коэффициента фения:
f i r r = 2,4 f KDo/ddw,
г д е/ к= 0,1 мм - коэффициент трения качения;
D0 = (D+d)/2 - диаметр расположения центров тел качения, мм;
19
Соседние файлы в предмете Детали машин и основы конструирования