к.т.н., профессор Шумейко И.А.

Министерство образования и науки Республики Казахстан
Павлодарский государственный университет
им. С. Торайгырова
Факультет металлургии, машиностроения и транспорта
Кафедра двигатели и организация дорожного движения
ДЕТАЛИ МАШИН
ЛАБОРАТОРНЫЙ ПРАКТИКУМ
Методические указания по выполнению лабораторных работ
для студентов инженерно-технических специальностей
Павлодар
УДК 621.81(07)
ББК 34.44я7
Д 38
Рекомендовано Учебно-методическим советом факультета ММиТ
Павлодарского государственного университета
им. С. Торайгырова
Рецензенты:
к.т.н., профессор Шумейко И.А.
к.т.н., профессор Курманов А.К.
Составители: С.Т. Дузельбаев, Л.Ф. Быстрова, Н.И. Молокова,
В.Ф. Доброродный, С.П. Дюрягин.
Д-38 Детали машин. Лабораторный практикум: методические
указания. – Павлодар, 2008. – 98 с.
Методические указания разработаны в соответствии с рабочей
программой дисциплины «Детали машин» и включают в себя учебноцелевые вопросы дисциплины, направляют студентов на
самостоятельную активизацию учебного процесса, способствуют
выработке у них творческого применения на практике полученных
знаний, а также содержат методику проведения работ, описание
лабораторных
установок,
бланки
содержания
отчетов
и
рекомендуемую литературу.
УДК 621.81 (07)
ББК 34.44 я7
©Дузельбаев С. Т., 2008
©Павлодарский государственный университет
им. С. Торайгырова, 2008
2
Введение
Лабораторный практикум по курсу “Детали машин и основы
конструирования” является учебным пособием для студентов,
обучающихся по специальностям: «Транспорт, транспортная техника
и технологии», «Машиностроение».
Учебными планами предусмотрено усиление физикоматематической подготовки студентов путем введения ряда
дисциплин по изучению методов научных исследований; внедрения
ЭВМ в учебный процесс, обращено внимание на индивидуализацию
обучения. В этой связи лабораторные работы приобретают особую
значимость, так как “… испытывать машины и отдельные узлы
приходится каждому инженеру, как конструктору, так и технологу”.
Лабораторные работы являются тем действенным средством
обучения, посредством которого студентам прививаются навыки
проведения
научных
исследований.
Основными
задачами
лабораторных работ являются экспериментальное изучение работы
деталей и узлов машин – познание физической сущности явлений,
происходящих в процессе их эксплуатации; подтверждение на
практике теоретических положений и выводов, с которыми студенты
знакомятся при освоении лекционного материала; развитие навыков и
умения самостоятельной работы с приборами и экспериментальным
оборудованием – проведение замеров напряжений, деформаций,
усилий, крутящих моментов, перемещений; ознакомление с
методикой выполнения различных по характеру работ и
исследований; использование существующих методов обработки
данных для обобщения и анализа полученных результатов.
В настоящее пособие включено 7 лабораторных работ, тематика
и содержание которых охватывают разделы программы курса «Детали
машин и основы конструирования». Количество и тематика
выполняемых работ определяются временем, предусмотренным
учебным планом на лабораторный практикум соответственно
профилю специальностей.
В пособии описываются методики проведения работ, порядок
их
выполнения,
даются
описания
конструкций
(схем)
экспериментальных установок и измерительной аппаратуры,
приводятся бланки содержания отчетов, кратко излагаются
теоретические положения по теме проводимых исследований.
Используемая терминология и трактовка рассматриваемых вопросов
отвечает действующим ГОСТ и увязана по содержанию с учебниками
и учебными пособиями по деталям машин. По каждой работе
3
сформулированы контрольные вопросы, помогающие акцентировать
внимание студентов на основных положениях и результатах
исследований; проверить готовность к работе; снизить уровень
полученных знаний.
Содержание и объем лабораторных работ рассчитаны на
выполнение их двумя – тремя студентами в течение одного занятия
(двух академических часов). При этом предусматривается
самостоятельная предварительная проработка соответствующих
разделов курса и описания работы.
К отдельным работам методики составлены так, чтобы
преподаватель мог варьировать содержание работы, изменяя условия
эксперимента, уменьшая или увеличивая объем исследований.
С целью получения наиболее точных результатов в ряде
лабораторных работ предусматривается повторение опыта. Чтобы
уменьшить трудоемкость результатов замеров принимается среднее
арифметическое значение нескольких измерений.
Для ознакомления студентов с современными, опирающимися
на вычислительную технику методами обработки опытных данных,
применяемых в научных исследованиях, в одной или нескольких
лабораторных работах следует произвести число измерений,
достаточное для обработки результатов эксперимента методами
математической статистики.
При подготовке данного пособия наряду с рекомендуемой в
каждой
работе
литературой
было
использовано
пособие
«Лабораторный практикум по курсу «Детали машин» под редакцией
И.И. Шмайса, издания Казахского политехнического института,
1988г.
4
Лабораторная работа № 1 Определение коэффициентов
трения в резьбе и на торце гайки
1.1 Цель работы
Цель работы: а) определение коэффициентов трения в резьбе и
на торце гайки при различных условиях смазки и установление их
зависимости от величины удельного давления; б) установление
зависимости силы затяжки от момента на ключе.
1.2
Основные теоретические положения и расчетные
зависимости
При завинчивании гайки резьбового соединения со стороны
ключа на гайку передается крутящий момент Т зав ,преодолевающий
Рисунок 1.1
момент сил трения в резьбе Тр и на торце гайки Тт рисунок 1.1.
Тзав=Тр+Тт .
(2.1)
Возникающее в результате затяжки болта осевое усилие Fзат и
моменты Тр и Тт , как известно [2, 4] , связаны соотношениями:
Тр=0,5∙Fзат∙d2∙(tg ψ+φ);
(2.2)
Тт=0,5∙Fзат∙ dср∙fср,
(2.3)
5
где d2 – средний диаметр резьбы, мм;
ψ – угол подъема резьбы (tg ψ=p/π∙d2, здесь р – шаг резьбы, мм);
φ – приведенный угол трения в резьбе;
dср – средний диаметр опорной поверхности гайки, мм
(dср=(D1+d0)/2, здесь D1 – наружный диаметр опорного торца гайки,
равный размеру ключа, мм; d0 – внутренний диаметр опорной
поверхности, равный отверстию под болт или диаметру отверстия в
шайбе, мм);
fт – коэффициент трения на торце гайки.
При определении коэффициентов трения fp и fт по величине
крутящих моментов в резьбе Тр и на торце гайки Тт из формулы (2.3)
получаем
fТ 
2 ТТ
,
Fзат  d cp
(2.4)
а из формулы (2.2) находим
1  arctg
2  Tp
Fзат  d 2

(2.5)
Приведенный коэффициент трения в резьбе
f пр  tg1 .
(2.6)
Для резьб с углом профиля α приведенный коэффициент
трения fпр и действительный коэффициент трения в резьбе fp связаны
зависимостью
f пр 
fp
cos

.
(2.7)
2
Угол профиля метрической резьбы α=600.
Следовательно, коэффициент трения в резьбе
f p  0,866  f пр .
(2.8)
Допускаемое усилие затяжки определяют по формуле
[ Fзат ] 
  d 32 [ p ]
4
6

1,3
,
(2.9)
где d3 – внутренний диаметр болта по дну впадин, мм;
[σР] – допускаемое напряжение на растяжение для материала
болта, МПА (для болта, изготовленного из стали Ст.3, при принятом
пределе текучести σт=220 МПа и коэффициенте запаса прочности S=2,
[σт]= σ/S=220/2=110 МПА).
Среднее значение давления Рр, возникающего от осевой силы
Fзат на витках резьбы, определяют из соотношения
Рр 
4  Fзат
4  Fзат  Р
,

  (d 2  d12 )  Z   (d 2  d12 )  H
(2.10)
где Z – число витков резьбы гайки;
Н – высота гайки, мм.
Давление на торце гайки Рт , возникающее от осевой силы Fзат ,
определяют по формуле
4  Fзат
РТ 
.
(2.11)
  (d12  d 01 )
1.3
Описание лабораторной установки и указания по
работе на ней
Экспериментальное определение моментов трения в резьбе и на
торце гайки производится на специальной установке ДМ27М.
Установка состоит из приспособления для нагружения болтов,
рисунок 1.2, и торсионного, рисунок 1.3, или рычажного
динамометрического ключа.
Приспособление для нагружения болтов служит для создания
нагрузки на болт и измерения усилия затяжки. Основной частью
приспособления является установленная на основании 1
динамометрическая пружина (скоба) 8, сжимаемая болтом 4 с гайкой
3.
Болт устанавливается в корпусе 2 и удерживается от
проворачивания сменной колодкой (сухарем) 11. Затяжка гайки
испытуемого болта производится динамометрическим ключом.
Крутящий момент измеряется по показанию индикатора 12, рисунок
1.2.
Усилие затяжки болта передается динамометрической пружине
через сферическую шайбу 10, установленную под головкой болта с
целью центрирования осевой нагрузки.
7
Рисунок 1.2
Рисунок 1.3
Деформация пружины измеряется с помощью индикатора 9. Для
определения величин усилия затяжки Fзат и момента на ключе Тзав
используются тарировочные графики, рисунок 1.3
Примечание. В результате тарировки динамометрической
пружины и динамометрического ключа тарировочные коэффициенты:
- для динамометрической пружины – μ1=350 Н/1 деление
индикатора;
8
- для динамометрического ключа – μ1=225 Н∙мм/1 деление
индикатора.
Таким образом, сила затяжки Fзат =μ1∙δ1=350∙δ1∙н, момент на
ключе Тзав=μ2∙δ2=225∙δ1∙Н∙мм, здесь δ1 и δ2 – числа делений
индикаторов соответственно 9 рисунок 1.2 и 12 рисунок 1.3
При определении коэффициента трения в резьбе для
исключения сил трения на торце гайки 3 под нее подкладывается
втулка 5, которая опирается на упорный шарикоподшипник 6. При
этом сила трения скольжения торца гайки заменяется силой трения
качения, который можно пренебречь.
Рисунок 1.4 – Тарировочный график динамометрической
пружины и торсионного динамометрического ключа
При определении трения на торце гайки 3 втулка 5 заменяется
другой специальной втулкой, опирающейся через фиксирующее
кольцо 7 непосредственно на динамометрическую пружину. В этом
случае упорный шарикоподшипник не работает и для завинчивания
гайки необходимо преодолеть моменты сопротивления (трение) в
резьбе Тр и на торце гайки Тт, т.е. определяется суммарный момент
завинчивания Тзав (суммарная сила трения).
Техническая характеристика установки ДМ27М
Резьбы испытуемых болтов:
М12; М14; М16; М18; М20
Шаг резьбы:
0,75; 1,0; 1,5; 1,75; 2,0; 2,5 мм
Наибольшая допустимая сила
динамометрической пружины
4∙104 Н
Наибольший допустимый момент
на динамометрическом ключе
8,4∙103 Н∙мм
Наибольшее допустимое суммарное
усилие на двух рукоятках торсионного
9
динамометрического ключа
Габариты установки
Масса установки
320 Н
520х325х170 мм
16 кг
1.4 Порядок проведения работы
1.4.1 Подбирают из имеющегося комплекта два одинаковых
болта с гайками и шайбами. Один болт обезжиривают бензином и
испытывают в сухом виде, другой испытывают с одной из смазок (по
указанию преподавателя):
индустриальное масло; солидол;
графитовая паста.
1.4.2 Измеряют штангенциркулем наружный диаметр резьбы d,
шаг резьбы р, высоту гайки Н, наружный диаметр опорной
поверхности гайки D1, диаметр отверстия под болт d0. Измеренные
величины d и p корректируют по ГОСТ 9150-81– для резьб с мелким
шагом, таблица 4.1.
По таблицам ГОСТ принимают внутренний диаметр резьбы d1,
средний диаметр d2 и внутренний диаметр болта по дну впадин d3,
угол подъема резьбы ψ.
Результаты замеров и принятые размеры заносят в
лабораторный журнал или таблицу 1 отчета.
1.4.3 Вычисляют допустимую силу затяжки болта [Fзат] по
формуле (2.9).
1.4.4 Вычерчивают схемы сборки установки:
- для определения полного момента на ключе (Тзав=Тр+Тт);
- для определения момента в резьбе Тр (Тт≈0), дают их описание.
1.4.5 Проверяют положение стрелок индикаторов на установке и
на динамометрическом ключе.
Для каждого индикатора дают предварительный натяг в 1,5… 2
оборота. Устанавливают стрелки индикаторов на нулевые деления.
1.4.6 Устанавливают болт в приспособление. Под гайку
подкладывают
втулку
5,
опирающуюся
на
упорный
шарикоподшипник, и тем самым исключающую торцевое трение
скольжения.
1.4.7 Навинчивают гайку от руки до устранения осевого люфта,
что контролируется по стрелке индикатора 9 рисунок 3.1 на
установке.
1.4.8 Определяют числа делений δ1 индикатора 9 рисунок 3.1
при четырех значениях силы затяжки Fзат
0,25 [Fзат]; 0,5 [Fзат]; 0,75 [Fзат]; [Fзат].
δ1= Fзат/μ1.
10
1.4.9 Завинчивают гайку динамометрическим ключом,
затягивают болт последовательно до четырех значений силы тяжести
Fзат , фиксируя каждый раз показания индикатора 12, рисунок 3.2.
Примечание. Динамометрический ключ следует вращать
плавно, без перекосов, остановок и рывков.
1.4.10 Определяют величину момента на ключе при четырех
значениях силы затяжки Fзат.
Для большей точности эксперимента момент на ключе при
каждой из принятых затяжек замеряют по три раза.
Тзав=μ2∙δ2 ср ,
здесь δ2 ср – среднее значение индикатора 12, рисунок 3.2 при
трех замерах.
Так как в испытании с установкой под гайку упорного
шарикоподшипника момент трения в подшипнике очень мал, эти
показания и являются моментом сопротивления сил трения в резьбе и
определяются зависимостью
Тзав≈Тт=Fкл∙lкл ,
где Fкл – усилие, прикладываемое к рукояткам торсионного
динамометрического ключа, Н;
lкл – длина (плечо) рукоятки ключа, мм.
1.4.11
По
полученным
данным,
используя
методы
математической статистики, строят график зависимости силы затяжки
Fзат от момента завинчивания Тзав.
1.4.12 По формуле (2.5) для каждого значения силы затяжки Fзат
и соответствующего момента завинчивания Тзав=Тр определяют
приведенный угол трения в резьбе φ1.
Примечание. Если при построении графика отдельные
результаты испытаний резко отличаются от общей закономерности,
следует повторить опыт для этих условий.
1.4.13 Вычисляют приведенный коэффициент трения fтр по
формуле (2.6) и действительный коэффициент трения в резьбе по
формуле (2.8).
1.4.14 По формуле (2.10) вычисляют среднее значение давления
резьбы Рр.
Результаты выполненных по п.п.4.9, 4.10, 4.12 – 4.14 измерений
и расчетов заносят в лабораторный журнал или таблицу 1 отчета.
11
Таблица 1.1 - Резьбы метрические
р=0,75мм
р=1,0 мм
р=1,5 мм
Резьбы с мелким шагом
С крупным шагом
Наружный диаметр резьбы d, мм
Шаг резьбы р, мм
Внутренний диаметр d1,
мм
Средний диаметр d2, мм
Угол подъема резьбы ψ,
град
Площадь сечения болта
по
диаметру
впадин
2
2
  d 3 / 4 , см
Внутренний диаметр d1,
мм
Средний диаметр d2, мм
Угол подъема резьбы ψ,
град
Площадь   d 32 / 4 , см2
Внутренний диаметр d1,
мм
Средний диаметр d2, мм
Угол подъема резьбы ψ,
град
Площадь   d 32 / 4 , см2
Внутренний диаметр d1,
мм
Средний диаметр d2, мм
Угол подъема резьбы ψ,
град
Площадь   d 32 / 4 , см2
12
1,75
10,106
14
16
2
13,835
18
2,5
15,294
20
2,5
17,294
2
11,835
10,863
2о55'
12,701
2о52'
14,701
2о28'
16,376
2о47'
18,376
2о29'
0,762
1,047
1,442
1,751
2,252
11,188
13,188
15,188
17,188
19,188
11,513
1о11'
13,513
1о21'
15,513
0о53'
17,513
0о47'
19,513
0о43'
0,964
1,345
1,786
2,292
2,86
10,918
10,918
14,918
16,918
18,918
11,350
1о36'
13,350
1о22'
15,350
1о11'
17,350
1о03'
19,350
0о57'
0,911
1,281
1,714
2,209
2,765
10,376
12,376
14,376
16,376
18,376
11,026
2о28'
13,026
2о06'
15,026
1о49'
17,026
1о36'
19,026
1о26'
0,811
1,162
1,574
2,051
2,59
1.4.15 По полученным данным строят график зависимости
коэффициента трения в резьбе fтр от удельного давления Рр.
12
1.4.16 Втулку 5 заменяют специальной втулкой (вкладышем),
исключающей работу шарикоподшипника.
Повторяют испытания согласно п.п.4.9, 4.10. Момент
завинчивания (момент на ключе) в этом случае равен суммарному
моменту сопротивления завинчиванию.
Тзав=Тр+Тт.
Строят график зависимости силы затяжки Fзат от момента
завинчивания Тзав.
1.4.17 Определяют момент трения на торце гайки, вычитая из
полученных значений момента завинчивания Тзав значения момента на
резьбе Тр, полученные при испытании с установкой под гайку
упорного шарикоподшипника, Тт=Тзав – Тр.
Примечание. Значения Тзав и Тр берут для одной и той же
величины затяжки болта Fзат.
1.4.18 По формуле (2.4) вычисляют значения коэффициента
трения fт на торце гайки при четырех значениях сил затяжки Fзат.
1.4.19 По формуле (2.11) вычисляют давление на торце гайки Рт.
Результаты выполненных по п.п.4.16 – 4.19 измерений и
расчетов заносят в лабораторный журнал или таблицу 2 отчета.
1.4.20 По полученным данным строят график зависимости
коэффициента трения на торце гайки fт от давления Рт.
1.4.21. Проводят испытание затяжки болта при условии смазки
резьбы. Цикл работ, измерений, расчетов и графических построений
производится в вышеописанной последовательности по п.п.1.4.6,
1.4.7, 1.4.9 – 1.4.20.
Результаты проведенных исследований заносят в лабораторный
журнал или таблицу 1,2 отчета, оформляемого по прилагаемой форме.
Контрольные вопросы к лабораторной работе
1 Почему для крепежных деталей применяются резьбы с
треугольным профилем?
2 Какова зависимость между осевой силой на болте и моментом
завинчивания?
3 Для чего необходимо определять момент на ключе?
4 Какое влияние оказывает смазка на коэффициент трения в
резьбе и на торце гайки?
5 Какова величина среднего значения коэффициента трения в
резьбе и на торце гайки? Какова их абсолютная величина?
13
Лабораторная работа № 2 Испытание болтового соединения,
на сдвиг
2.1 Цель работы
Цель работы: а) экспериментальное исследование затянутого
болтового соединения (болт поставлен с зазором), нагруженного
силами, сдвигающими детали в стыке; б) определение зависимости
сдвигающей силы от силы затяжки и соответствующего ей силы
момента завинчивания.
2.2 Основные теоретические положения
и расчетные
зависимости
Условием надежности болтовых соединений, нагруженных
сдвигающей силой, является отсутствие сдвига деталей в стыке.
Конструкция таких соединений выполняется с помощью болтов,
поставленных в отверстия либо без зазора, либо с зазором рисунок
2.1.
В последнем случае для обеспечения неподвижного положения
соединяемых деталей болты подвергают предварительной затяжке
Fзат. При затяжке в болтах возникают осевые силы, сжимающие
соединяемые детали и вызывающие между ними силы трения,
препятствующие сдвигу деталей. Болт в таком соединении работает
только на растяжение, так как установленный между ним и
скрепляемыми деталями (пластинами) зазор не выбирается. Если
пластины сдвинутся относительно друг друга и зазор будет “выбран”,
то соединение считается нарушенным.
Сила Fr , при которой происходит сдвиг, является предельной
величиной силой сопротивления (силы трения в стыках деталей), при
данной величине затяжки Fзат
Fr = F тр∙i ,
(2.1)
где F тр – сила трения на поверхности стыка, Н; i – число
плоскостей стыка деталей на рисунке 2.1 i=2.
Учитывая, что сила трения равна нормальной силе, умноженной
на коэффициент трения, в окончательном виде выражение
сдвигающей силы через силу затяжки болта будет определяться
Зависимостью
Fr = fo∙F зат ∙i,
14
(2.2)
где fo – коэффициент трения на поверхности стыка;
Fзат – сила затяжки болта, Н.
Рисунок 2.1
Момент завинчивания, который нужно приложить к ключу для
обеспечения требуемой силы затяжки болта, определяется по
известной зависимости [1, 2, 4]
Тзав=Тр+Тт=0,5∙Fзат∙[d2∙tg (ψ+φ1)+d срf т],
(2.3)
где Тр – момент сил трения в резьбе, Н∙мм;
Тт – момент сил трения на опорном торце гайки, Н∙мм;
d2 – средний диаметр резьбы, мм;
ψ – угол подъема резьбы (tg ψ=p/π∙d2 , здесь р – шаг резьбы, мм);
φ1 – приведенный угол трения в резьбе (φ1=arctg fпр , здесь fпр –
приведенный коэффициент трения в резьбе
fпр= f р / cos α/2,
где f р – действительный коэффициент трения в резьбе;
α=60 – угол профиля метрической резьбы;
dcp – средний диаметр опорной поверхности гайки, мм (dcp=(D1+do)/2,
здесь D1 – наружный диаметр опорного торца гайки, равный размеру
о
15
звена ключа, мм; do – внутренний диаметр опорной поверхности ,
равный отверстию под болт, мм);
fт – коэффициент трения на торце гайки.
Подставляя в выражение (2.1) значение силы затяжки Fзат ,
определяемое по зависимости (2.2), получим
Fr 
2  fo  i
 Т зав .
d 2  tg (  1 )  d cp  f Т
(2.4)
Это уравнение может быть представлено в виде
Fr  C  Т зав ,
где С=2∙fo∙i /[d2∙tg(ψ+φ1)+dcp∙fт] – постоянная для определенных
условий эксперимента величина. Если полагать, что значения
Таблица 2.1 - Значения коэффициента трения трущихся
поверхностей стальных и чугунных деталей
Трущиеся поверхности
Чисто обработанные поверхности,
при наличии смазки
без смазки
Грубо обработанные поверхности
без смазки
Коэффициент
трения
0,15
0,2
0,3
коэффициента трения fт и fo при различных затяжках неизменны, то Fr
= f(Тзав) является линейной зависимостью.
Коэффициенты трения в стыке fo , на торце гайки fт и в резьбе
зависят от материала и чистоты обработки трущихся поверхностей,
наличия и вида смазки (таблица 2.1).
Как следует из уравнения (2.3), коэффициенты трения в резьбе и
на торце гайки оказывают существенное влияние на величину
момента завинчивания Тзав. Вследствие зависимости этих
коэффициентов от состояния трущихся поверхностей теоретическое
значение Тзав не всегда отвечает его действительной величине,
определяемой экспериментальным путем.
В практической работе знание величины момента завинчивания
Тзав часто необходимо, например, для настройки динамометрических
ключей.
16
Для предотвращения возможных остаточных деформаций в
стержне болта необходимо ограничить силу затяжки. Допустимая
сила затяжки болта определяется исходя из условия прочности
стержня болта при одновременном действии растягивающего усилия
и закручивающего момента по уравнению
[ Fзат ] 
  d 32 [ p ]
4

1,3
,
(2.5)
где d3 – внутренний диаметр болта по дну впадин, мм;
– площадь поперечного сечения болта по диаметру впадин, см2
(см. таблицу 4.1); [δр] – допускаемое напряжение на растяжение, МПа
([δр]= δт/S, здесь δт – предел текучести материала болта, для стали Ст.3
*
δт=220 МПа); S – 1,5… 2,5 – коэффициент запаса прочности при
контролируемой затяжки.
Полученному, согласно (2.5), значению силы затяжки [Fзат]
отвечает
максимально допустимый момент завинчивания,
определяемый по уравнению (2.3).
π∙d32/4
2.3 Описание лабораторной установки и указания по работе
на ней
Для исследования болтового соединения используется
испытательная машина ДМ 30М рисунок 3.1 и приспособление ДМ
23М с болтовым соединением рисунок 3.4, установленным на столе
машины.
Машина ДМ ЗОМ предназначена для создания и измерения
растягивающих и сжимающих нагрузок в соединениях деталей
машин.
Машина состоит из массивного литого корпуса (станины 1), на
котором установлены стойки 2, скрепленные вверху перекладиной. В
корпусе смонтирован механизм подъема-опускания стола, на котором
закрепляется испытываемое приспособление. На перекладине
смонтирован механизм установочного перемещения, обеспечивающий
быстрый подвод устройства и испытываемому приспособлению, и
динамометр.
17
Рисунок 2.2 - Испытательная машина ДМ 30М
Механизм подъема представляет собой червячный редуктор 13,
обеспечивающий осевое перемещение грузовому винту 12 в двух
направляющих опорах скольжения. Вращение червячной пары
осуществляется маховиком 14 от руки.
Механизм установочного перемещения состоит из маховика 8 и
винтовой пары: винта 6 и гайки-ползуна 9. При вращении маховика,
закрепленного на конце винта, гайка-ползун получает осевое
перемещение и может быть установлена на высоте исследуемого
соединения.
Установленное в машине самоизмерительное устройство
состоит из динамометрического кольца 5 и стрелочного индикатора 4
с ценой деления шкалы – 0,001 мм. Верхней частью захватом 10
динамометрическое кольцо с помощью болта 11 крепится к
направляющему ползуну 9. В нижней части кольца имеется отверстие.
18
Если необходимо получить растяжение производят соединение
кольца с испытываемым приспособлением.
При необходимости получения сжимающих усилий к нижней
части кольца крепится наконечник 3, торец которого является базой
сопряжения с испытываемым приспособлением.
Перед началом испытаний следует обратить внимание на
положение стола.
Если испытываемое приспособление подвергается растяжению,
стол не должен находиться в нижнем предельном положении. В этом
случае стол должен иметь запас хода на податливость растяжения
испытуемого приспособления.
При испытании приспособления на сжатие стол не должен
находиться в верхнем предельном положении по тем причинам, что и
при растяжении.
Положение
стола
сверяют
по
кольцевой
канавке,
расположенной на первой стойке машины.
Направление вращения маховика 14 для подъема или опускания
показывает установленная на станине указательная планка.
Нагружение исследуемого соединения производят в следующей
последовательности. После установки соединения на стол к нему
подводят верхний ползун 9, затем вращением маховика 14,
расположенного в передней части станины, приводится в движение
стол. Тем самым создается необходимая нагрузка, предельная
величина которой не должна превышать 19,6 кН (2000 кгс).
Измерение нагрузки производится путем определения величины
деформации динамометрического кольца по показаниям укрепленного
на нем индикатора.
Тарировка динамометрического кольца при сжимающей
нагрузки производится на установке, смонтированной по схеме,
рисунок 3.2. Установка состоит из основания 12, к которому с
помощью винта 11 прикреплено динамометрическое кольцо 5,
шарнирно закрепленной опорной стойки 2, рычага 6. Один конец
рычага поджимается уголком 3 к стойке 2, к другому на жесткой
подвеске 8 подшивается груз 10. С целью центрирования прилагаемой
нагрузки в месте отверстия в кольце 5 установлен шарик 4,
являющийся промежуточной опорой рычага 6.
Циферблат используемого для замера деформации кольца
индикатора 4, рисунок 3.1, устанавливают на “нуль”. Проверяют
исправность и правильность установки индикатора. После сжатия
стрелка индикатора должна возвратиться в нулевое положение.
19
Рисунок 2.3
Нагружение установки производят ступенчато по 5-10 кгс на
каждую последующую ступень при фиксации соответствующей
деформации кольца стрельчатым индикатором.
При
использовании
для
замера
сдвигающей
силы
тензометрической аппаратуры на динамометрическое кольцо 5
наклеиваются тензодатчики сопротивления 10. Снятие показаний
производится с миллиамперметра прибора 7 или с экрана (по записи)
циферблата.
Последовательно снимают груз 9 с подвески 8, уменьшая
нагрузку на рычаг 6 и разгружая кольцо.
Техническая характеристика установки ДМ ЗОМ
Предельная растягивающая
(сжимающая ) нагрузка
- 20 кН
Максимальная высота над столом
- 365 мм
Минимальная высота над столом
- 225 мм
Диаметр стола
- 290 мм
Наибольший ход ползуна
- 90 мм
Ход стола
- 50 мм
Габариты установки
- 570х490х1570 мм
Масса установки
- 180 кг
Приспособление ДМ 23М, рисунок 3.4 состоит из основания 1,
двух щек 3 и 12, набора пластин 4, болтов 6 с гайками 11 и втулками 7
и 10, ползуна 5 с ввернутыми в него упорами 8.
20
Таблица 2.2- Тарировочная характеристика динамометрического
кольца
Усилие
Q, кН
2,5
5
10
15
20
Вид нагружения
Сжатие
Растяжение
Прогиб кольца У, мм
прямой ход обратный прямой ход обратный
ход
ход
0,082
0,081
0,076
0,079
0,164
0,165
0,151
0,156
0,328
0,329
0,302
0,309
0,494
0,498
0,450
0,458
0,656
0,600
-
Рисунок 2.4
В нижней части основания имеется центрирующий бурт,
служащий для установки ригелем 13, втулка 7 имеет выступ, который
удерживает болт от вращения при завинчивании гайки 11. на
пластинах 4 и ползуне 5 имеются риски для контроля перемещения
ползуна.
В начальном положении ползун устанавливается так, чтобы его
риска совпадала с верхней риской пластины.
Сдвиг ползуна относительно пластин можно наблюдать по
падению нагрузки и по сдвигу рисок на ползуне относительно рисок
на пластине. Опускание ползуна ниже нижней риски на пластине
недопустимо, так как при этом выбирается зазор Δ и болт будет
работать на срез.
Сила сдвига в зависимости от усилия затяжки болта
определяется по показаниям индикатора динамометрического кольца.
21
Рисунок 2.5
Приспособление
позволяет
производить
исследование
болтового соединения с различными параметрами. В комплекте
приспособления имеется несколько пар чугунных и стальных пластин
с обработкой Rα = 0,63…2,5, а также набор по диаметру и шагу болтов
и гаек.
Установка болтов различных диаметров производится в
сменных втулках 7 и 10, наружный диаметр которых выполнен по
диаметру отверстия пластин 4, внутренний имеет размеры,
отвечающие размеру болта с расчетом наличия зазора между болтом и
втулкой.
Затяжка гайки болта исследуемого соединения осуществляется
динамометрическим ключом, рисунок 3.5, который состоит из
упругого стержня (рычага) 2, соединенного шарниром с рукояткой 1,
консольной балки (державки индикатора) 4, скрепляющей их колодки
5, надетой на квадратный выступ колодки сменной головки 6 с зевом,
соответствующим завертываемой гайки. На державке 4 закреплен
22
индикатор часового типа 3, ножка которого должна упираться в
плоскость рычага 2.
Рисунок 2.6
При закручивании гайки к рукоятке прикладывают силу,
изгибающую упругий стержень (как консольную балку). Деформация
стержня, фиксируемая индикатором, пропорциональна моменту
завинчивания.
Тарировка динамометрического ключа производится на
установке в виде стола 9 с жесткой стойкой 8 с квадратным гнездом 7
при закрепленной сменной головке 6 в горизонтальном положении
подвешиванием грузов 10 к центру рукоятки 1 рисунок 2.7.
Рисунок 2.7
23
Циферблат индикатора 3 устанавливают на “нуль”.
Горизонтальное положение ключа позволяет исключить влияние
собственной массы рычага 2 при тарировке. Движением пальцев руки
ножку индикатора плавно перемещают вверх. Возврат стрелки в
нулевое положение свидетельствует об исправности индикатора и
правильности его установки. Затем к рукоятке 1 рычага 2
подвешивают груз 10, массу которого ступенчато увеличивают на 5
кг, фиксируя при этом деформацию рычага индикатором 3. Снимают
груз, разгружая рычаг. Вынимают головку ключа из гнезда.
Поворачивают рычаг ключа на 180о и снова закрепляют его в
установке. Последовательно нагружая рычаг в его новом положении,
фиксируют деформацию рычага при обратном ходе.
Приложение
сосредоточенной
нагрузки
обеспечивается
точечным шарниром рукоятки 1. Результаты измерений заносят в
таблицу , таблица 3.2.
Рисунок 2.8- Тарировочный график динамометрического ключа
Техническая характеристика приспособления ДМ 23М и рычажного
динамометрического ключа
Резьбы болтов испытываемых соединений
Шаг резьбы
2,5 мм
Наибольшая сила затяжки болта
Наибольшая сдвигающая сила
Наибольший допустимый момент
на динамометрическом ключе
Наибольшее допустимое усиление
24
- М16; М18; М20
- 0,75; 1,0; 1,5; 2,0;
- 1∙104 Н
- 1,2∙104 Н
- 12∙104 Н∙мм
на рукоятке ключа
Рабочая длина ключа
Габариты приспособления
Масса приспособления
Габариты динамометрического ключа
Масса динамометрического ключа
- 200 Н
- 600 мм
- 150х130х264 мм
- 10 кг
- 65х72х667 мм
- 2 кг.
Таблица 2.3 - Тарировочная характеристика динамометрического
ключа
Усилие Q ,
Н
50
100
150
200
Прогиб рычага У, мм
прямой
обратный
ход
ход
0,076
0,090
0,156
0,162
0,246
0,250
0,338
-
Плечо
рычага L,
мм
600
Момент
завинчивания
Тзав , Н∙мм
3∙104
6∙104
9∙104
12∙104
2.4 Порядок выполнения работы
2.4.1 Подбирают из имеющегося комплекта набор пластин, болт
с гайкой и соответствующую втулку.
2.4.2 Измеряют штангенциркулем наружный диаметр резьбы
болта d , шаг резьбы р, диаметр опорного торца гайки D1, диаметр
отверстия под болт в опорной втулке do .
Измеренные величины d и р корректируют по ГОСТ 9150-81 –
для резьб с крупным шагом, или по ГОСТ 24701-81 – для резьб с
мелким шагом.
По таблицам ГОСТ принимают внутренний диаметр резьбы d1,
средний диаметр d2 и внутренний диаметр болта по дну впадин d3,
угол подъема резьбы ψ.
Результаты замеров и принятые размеры заносят в
лабораторный журнал или таблицу 1 отчета.
2.4.3 Теоретическое определение зависимости сдвигающей силы
Fr от момента завинчивания Тзав. Вычисляют допустимую силу
затяжки болта [Fзат] по формуле (2.5).
Согласно зависимости (2.2) определяют расчетную силу сдвига
Fr из условия допустимой затяжки [Fзат] .
По формуле (2.3) определяют момент завинчивания Тзав ,
соответствующий допустимой силе затяжки болта [Fзат] .
Результаты расчетов заносят в лабораторный журнал или
таблицу 2 отчета.
25
По полученным данным строят график зависимости Fr=f (Тзав).
2.4.4 Вычерчивают схему нагружения болтового соединения в
приспособлении ДМ 23М.
2.4.5 Собирают приспособление ДМ 23м, устанавливая в нем
болт принятого ранее размера.
2.4.6 Собранное приспособление устанавливают на подвижную
плиту испытательной машины.
2.4.7 Регулируют взаимное расположение пластин так, чтобы
нижняя риска на ползуне совпадала с верхней риской боковой
пластины.
2.4.8 Затягивают гайку болта динамометрическим ключом с
силой затяжки, соответствующей 0,25∙Тзав. Момент фиксируется по
шкале индикатора ключа в Н∙мм, рисунок 3.7.
Примечание. Рукоятку динамометрического ключа следует
поворачивать плавно, непрерывно до показания на шкале индикатора,
отвечающего принятому моменту завинчивания.
2.4.9 Вращением маховика 8, рисунок 3.1, выбирают
установочный зазор.
2.4.10 Нагружают болтовое соединение, вращая маховик 14,
рисунок 3.1, в направлении стрелки “Сжатие” до начала сдвига
ползуна относительно боковых пластин. Начало сдвига определяется
по остановке и затем быстрому перемещению (скачку) стрелки
индикатора динамометрического кольца в обратном направлении
(прекращается прирост нагрузки). Наибольшее показание силы сдвига
Fr соответствует силе трения покоя.
Примечание. При работе необходимо следить, чтобы нижняя
риска на ползуне не выходила за пределы двух черточек на боковой
пластине.
Значение силы сдвига Fr вычисляют по уравнению
Fr = μ∙δ1 ,
где μ=30,4 Н/1 деления индикатора – тарировочный
коэффициент деформации, полученный в результате тарировки
динамометрического кольца, таблица 3.2;
δ1 – число делений индикатора динамометра.
2.4.11 Последовательно определяют силу сдвига от затяжки
болта, соответствующей 0,5∙Тзав; 0,75∙Тзав; Тзав.
После сдвига болт затягивают следующим моментом
завинчивания без снятия предыдущей затяжки.
26
Полученные замеры и результаты вычислений заносят в
лабораторный журнал или таблицу 3 отчета.
2.4.12 По полученным данным строят график зависимости
сдвигающей силы Fr от момента завинчивания Тзав.
Примечание. При резком отличии отдельных результатов
испытаний от выявленной закономерности (теоретически график
должен быть прямолинейным) следует повторить данные испытания.
2.4.13 по заданию преподавателя опыт может быть повторен с
комплектом пластин, имеющих иную шероховатость поверхностей.
Контрольные вопросы к лабораторной работе
1 Как выражается условие нераскрытия стыка болтового
соединения, нагруженного поперечными силами?
2 Сравнительная характеристика соединений, выполненных с
болтами, поставленными с зазором и без зазора.
3 Чем вызвана разница в показаниях прямого и обратного хода
тарировочных графиков динамометрического ключа?
4 Чем объясняется возможное несоответствие расчетной силы
сдвига и определенной экспериментально при каком-либо моменте
завинчивания?
5 Какова закономерность изменения силы сдвига при изменении
силы затяжки (момента завинчивания) и как она объясняется?
6 Какие изменения следует внести в конструкцию болтового
соединения, чтобы при одной и той же силе затяжки увеличить силу
сдвига? Чем объясняется изменение силы трения при смене
вкладышей (пластин)?
Лабораторная работа № 3 Определение усилий в червячной
передаче и к.п.д. червячного редуктора
3.1 Цель работы
Целью работы является экспериментальное определение усилий в
червячной передаче и К.П.Д. червячного редуктора при различных
режимах его работы.
3.2 Общие сведения, основные теоретические положения и
расчетные зависимости
Червячная передача относится к передачам зацепления с
перекрещивающимися осями валов. Угол перекрещивания обычно
27
равен 90о. Червячная передача состоит из червяка-винта с
трапецеидальной или близкой к ней резьбой и червячного колеса –
зубчатого колеса с зубьями особой формы, получаемой в результате
взаимного огибания витками червяка. Движение в червячных
передачах преобразуется по принципу винтовой пары. В отличие от
зубчатой передачи в червячной окружные скорости червяка и колеса
не совпадают ни по величине, ни по направлению – они направлены
друг к другу под углом перекрещивания, что и определяет ее
кинематические особенности. Основные преимущества червячной
передачи: возможность передачи вращения между скрещивающимися
валами; возможность получения больших передаточных отношений в
одной паре; компактность; плавность и бесшумность работы;
повышенная кинематическая точность, самоторможение.
Недостатки: сравнительно низкий К.П.Д.; повышенный износ и
склонность к заеданию; необходимость применения для венцов
червячных колес дорогих антифрикционных материалов (бронза).
Нагрузка в зацеплении червячной передачи может быть
разложена на три взаимно перпендикулярные составляющие:
окружную Ft , осевую Fa и радиальную Fr силы, рисунок 2.1.
Окружная сила червяка Ft1 , равная и направленная
противоположно осевой силе колеса Fa2
Ft1= Fa2=2∙Т1/d1 .
(2.1)
Рисунок 3.1
Окружная сила колеса Ft2 , равная осевой силе червяка Fa2 , но
направленная противоположно ей
28
Ft2= Fa1=2∙Т2/d2 .
(2.2)
Радиальная сила Fr для червяка и колеса
Fr=Ft2 ∙tg α ,
(2.3)
где α=20о – профильный угол червяка в осевом сечении.
В формулах (2.1) и (2.2) Т1 и Т2 – моменты на червяке и колеса
Т2=Т1∙U∙η ,
где U – передаточное отношение червячной передачи (U=ω1/
ω2=n1/n2=Z2/Z1 , здесь ω1, n1, Z1 – соответственно угловая скорость,
частота вращения, число заходов резьбы червяка; ω2, n2, Z2 –
соответственно угловая скорость, частота вращения, число зубьев
червячного колеса).
Общий К.П.Д. червячного редуктора
η = η з.п. ∙ η в.п. ∙ η п ∙ ηрм ,
где η з.п. – 0,95…0,97 – К.П.Д., учитывающий потери зацепления
в зубчатой паре;
η в.п. – К.П.Д. , учитывающий потери в винтовой паре.
Большую часть потерь составляют потери в зацеплении,
зависящие от геометрии червяка, точности изготовления и сборки,
жесткости всей системы (особенно жесткости вала червяка),
материалов червяка и зубьев колеса, их термической обработки,
шероховатости контактных поверхностей, скорости скольжения,
способа смазки и др. факторов. Потери в подшипниках качения и на
размешивание и разбрызгивание масла составляют незначительную
часть от потерь в зацепление и их обычно относят к потерям в
винтовой паре.
К.П.Д. червячной передачи при ведущем червяке
η = η з.п. ∙ η в.п.= η з.п. ∙ tg γ / tg (γ+φ'),
(2.4)
где γ – угол подъема винтовой линии червяка (tg γ=m∙z1 / d1=Z1 /
q , здесь m – осевой модуль передачи, мм; d1 - диаметр делительной
окружности червяка, мм; q – коэффициент диаметра червяка); φ' –
приведенный угол трения, tg φ'=f', здесь f' – коэффициент трения
29
скольжения в червячном зацеплении, зависящий от материала червяка
и зубьев колеса, шероховатости, контактных поверхностей, качества
смазки и скорости скольжения [1, 2, 3, 4, 5].
Скорость скольжения витков резьбы червяка по зубьям колеса
определяется как равнодействующая окружной и осевой скорости
S 
1
cos 

  d1  n1
60  1000  cos 

m  n1
 Z 22  q 2 ,
19100
где υ1 – окружная скорость червяка, м/с.
Теоретические подсчеты К.П.Д. передачи дают весьма
приближенное значение, так как целый ряд влияющих на него
факторов отразить в расчетах не представляется возможным.
Действительные потери в каждой конкретной червячной передаче
могут быть определены лишь в результате экспериментальных
исследований.
3.3 Описание лабораторной установки и указания по работе
на ней
Установка типа ДМ-55А представляет собой устройство,
состоящее из станины 1, смонтированного на ней червячного
редуктора, нагрузочного тормоза , приводного электродвигателя и
пульта управления.
Техническая характеристика установки ДМ-55А
Червячная передача:
тип червяка
осевой модуль
число заходов червяка
число зубьев колеса
коэффициент диаметра червяка
передаточное отношение
Наибольший
тормозной
крутящий
момент
Метод создания нагружения
- архимедов;
- m=3 мм;
- z1=2;
- z2=40;
- q=12;
- U=20.
- Тт max =100 Н∙м.
-разомкнутый,
посредством
нагрузочного тормоза.
Метод измерения величины крутящего - измерением деформации
момента
нагрузочного
пружины
балансирной
30
системы двигателя и
тормоза.
Метод измерения усилий в зацеплении
- измерением усилий на
опорах
червячного
колеса
динамометрами
с
тензодатчиками
сопротивления.
Тип нагрузочного тормоза
-электромагнитный
порошковый
с водяным охлаждением.
Частота вращения тормоза
- n=1420/2780 мин – 1.
Питание
- от сети переменного
тока частотой 50 Гц,
напряжением 380 В.
Привод установки – двухскоростной электродвигатель 4Ах80А4/2УЗ:
мощность
- Р=1,1/1,5 кВт;
частота вращения
- n=1420/2780 мин – 1.
Перед работой необходимо:
- проверить щупом уровень масла в редукторе;
- проверить уровень магнитной смеси в расширительной
масленке тормоза и при необходимости долить масла.
3.4 Порядок выполнения работы
Лабораторная
работа
выполняется
в
следующей
последовательности:
3.4.1 Подключают установку к электросети. К измерительному
пульту через усилитель подключают осциллограф. Отчеты
индикаторов устанавливают на “нуль” (по точной шкале) “Мертвые
зайчики” от каких-либо невключенных шлейфов совмещают с
“зайчиками” шлейфов от измеряемых усилий.
3.4.2 Определение усилий в червячной передаче в статике
Вращением рукоятки “нагрузка” полностью затормаживают
нагрузочный тормоз. Блокируют балансирную систему тормоза,
вставив в щель статора и вилки ротора клин. Надевают на червячный
вал нагрузочный рычаг.
Фиксируют показания динамометров и величину нагружения.
При этом следует учитывать крутящий момент от собственной массы
рычага, которая в пересчете на место установки грузов составляет 0,3
кг (l=250 мм).
31
Производят подсчет усилий, действующих непосредственно в
зацеплении:
- окружное усилие на червяке Ft1 (осевое на колесе Fa2 )
Ft1  Fa 2 
( FB1  FB 2 )  L
,
2  d2
где FB1, FB2 – реакции на опорах 1, 2 вала колеса в вертикальной
плоскости, Н;
L – расстояние между опорами, мм;
d2 – диаметр делительной окружности колеса, мм;
- окружное усилие на колесе Ft2 (осевое на червяке Fa1)
Ft2= Fг1+ Fг2,
где Fг1, Fг2 – реакция на опорах 1, 2 вала колеса в
горизонтальной плоскости, Н;
- радиальное усилие на колесе и червяке
Fr = FB1+FB2 .
Определяют усилия в зацеплении расчетным путем, исходя из
действующего крутящего момента:
- окружное усилие на колесе Ft2 (осевое на червяке Fa1)
Ft2= 2∙Т2 / d2,
где Т2 – крутящий момент на колесе, Н∙мм;
- окружное усилие на червяке Ft1 (осевое на колесе Fa2 )
Ft1=Ft2 ∙tg (γ – φ');
- радиальное усилие на колесе и червяке
Fr  Ft 2 
tg
,
1  tg  tg 
где α=20о – профильный угол зацепления.
3.4.3 Определение усилий в червячной передаче при вращении
По указанию преподавателя устанавливают требуемую скорость
вращения двигателя.
32
Включают двигатель. Вращением рукоятки “Нагрузка”
последовательно (по ряду нагрузок) нагружают передачу, для
большей точности эксперимента повторяя каждый опыт 2-3 раза.
Фиксируют величины крутящих моментов на двигателе,
тормозе, а также показания динамометров, подсчитывают их средние
значения.
Значения крутящих моментов на входном Т1 и выходном Т2
валах редуктора определяют по зависимостям
Т1=μ1∙δ1 ср , Т2= μ2∙δ2 ср ,
где μ1 , μ2 - тарировочные коэффициенты, Н∙мм/1 деления
индикатора;
δ1 ср , δ2 ср - средние значения показаний индикатора измерительных
устройств двигателя и тормоза по двум-трем замерам.
Определяют усилия в зацеплении по экспериментальным
данным.
Величину составляющих усилий нагружения в опорах вала
колеса и червяка определяют по формуле
F=kп∙Пср или F=kосц∙вср ,
где kп, kосц – масштабные тарировочные коэффициенты по
показаниям прибора измерительного пульта и шлейфового
осциллографа, Н/1 деления шкалы прибора, Н/мм;
Пср – среднее значение показаний стрелки прибора измерительного
пульта по двум-трем замерам;
вср – среднее значение величины перемещения “зайчика” шлейфа от
датчика на экране (ленте) осциллографа, мм.
Определяют усилия в зацеплении расчетным путем, исходя из
действующего крутящего момента.
3.4.4 Определение К.П.Д. червячного редуктора
Опытное определение К.П.Д. редуктора основано на
одновременном и независимом измерении крутящих моментов на
входном и на выходном Т2 валах редуктора.
По полученным опытным путем данным определяют К.П.Д.
редуктора при различных нагрузках
η=Т2/Т1∙U.
33
Производят расчетное определение К.П.Д. при различных
нагрузках и скорости вращения
  (0,95...0,97) 
tg
.
tg (   )
Результаты опытов и расчетов заносят в лабораторный журнал
или таблицы отчета, оформляемого по прилагаемой форме.
3.4.5 По табличным данным строят графики зависимости
η=f(T2) при n=const и η=f(n) при T2=const .
На основании анализа результатов работы делают вывод о
причинах расхождения величины усилий при статическом
нагружении
и
вращении,
при
определении
усилий
экспериментальным и расчетным путем, о влиянии скорости
вращения червяка на величину усилий.
Анализируют зависимость К.П.Д. от величины нагружения и
скорости вращения. Объясняют расхождения в определении К.П.Д.
экспериментальным и расчетным путем.
Контрольные вопросы к лабораторной работе
Какое из трех составляющих усилий в зацеплении, действующих
на червяк, наибольшее?
Какой
элемент
червячной
передачи
лимитирует
ее
работоспособность?
Каковы наиболее эффективные способы повышения К.П.Д.
червячной передачи?
Каковы преимущества и недостатки червячной передачи по
сравнению с зубчатой и когда она применяется?
Лабораторная работа № 4 Изучение конструкции,
определение основных параметров, разборка и сборка
цилиндрического зубчатого редуктора
4.1 Цель работы
Цель работы: а) ознакомление
конструкцией редуктора,
особенностями его сборки и разборки, системой смазки; б)
составление кинематической схемы реального зубчатого редуктора; в)
определение основных параметров зубчатых передач, габаритных и
34
присоединительных размеров редуктора; г) вычисление допускаемого
крутящегося момента на выходном валу редуктора.
4.2 Общие сведения о редукторах. Кинематические схемы
цилиндрических редукторов
Цилиндрические зубчатые редукторы – механизмы с зубчатыми
передачами, выполняемые в виде отдельных агрегатов, служащие для
передачи мощности от двигателя к рабочей машине с
соответствующим понижением угловых скоростей и повышением
крутящего момента от входного к выходному валу. В современных
редукторах применяют, как правило, косозубые и шевронные
передачи, обладающие большей несущей способностью и плавностью
работы по сравнению с прямозубыми передачами.
Редукторы выполняют одно-, двух- и трехступенчатыми по числу
зубчатых передач, рисунок 4.1, горизонтальном и вертикальном
исполнении.
Преимущественное распространение имеют двухступенчатые
редукторы ( 65% от общего числа), выполняемые по развернутой,
раздвоенной, рисунок 4.1б,в; или сосной, рисунок 4.1д, схеме с одним,
двумя или тремя потоками мощности.
Рисунок 4.1
35
Наиболее распространены редукторы с постой развернутой
схемой рисунок 4.1,б. Они технологичны, имеют малую ширину,
легко унифицируются с редукторами типов Ц, ЦЗ, КЦ, КЦ2, ЧЦ, но
требуют жестких валов, так как несимметричное расположение колес
приводит к концентрации нагрузки по длине зуба.
Для улучшения работы наиболее нагруженной тихоходной
ступени применяют редукторы с раздвоенной быстроходной
ступенью, рисунок 4.1в, деформация валов которой не вызывает
существенной концентрации нагрузки по длине зубьев вследствие
симметричного расположения колес относительно опор.
Редукторы, выполняемые по соосной схеме – с соосным
расположением входного и выходного валов, отличаются меньшими
габаритами по длине. Они более удобны с точки зрения компоновки
привода. Расположение зубчатых колес на входном выходном валах
этих редукторов симметрично. Однако конструктивное расположение
опор соосных валов внутри корпуса предопределяет увеличение
длины промежуточного вала – уменьшение его жесткости.
4.3 Конструкция редуктора
Цилиндрический редуктор, рисунок 4.2, состоит из корпуса –
основания 1 и крышки 8, в которых размещены быстроходная и
тихоходная косозубые передачи. Шестерня быстроходной передачи
изготовлена заодно с входным валом 14. Колесо 31 установлено на
промежуточном валу 29, заодно с которым изготовлена и шестерня
тихоходной передачи. Колесо 23 тихоходной передачи установлено на
выходном (тихоходном) валу 18 редуктора. Для передачи крутящего
момента от электродвигателя на входном валу 14 установлена
призматическая шпонка 34. С колеса 31 и 23 на вал 29 и 18 крутящий
момент передается через шпонки 16 и 26. Для предотвращения
смещения зубчатых колес 31 и 23 по оси на валах 29 и 18 с одной
стороны предусмотрены бутики, с другой стороны – распорные
втулки 17 и 25. Валы и втулки упираются во внутренние кольца
подшипников качения.
В конструкции редуктора применены шариковые радиальные
подшипники 21, 30, 33. Их использование, несмотря на то, что
передачи в редукторе косозубые, объясняется простотой сборки (не
требуется регулировки), способностью воспринимать осевые нагрузки
в пределах 70% от неиспользованных радиальных допустимых
нагрузок. Применение радиальных подшипников позволило также
упростить конструкцию крышек 15, 20, 24, 28, выполнив их
закладными.
36
Со стороны входного и выходного вала крышки 15 и 20
выполнены сквозными и имеют уплотнительные устройства 19,
препятствующие попаданию механических частиц в подшипники и
внутреннюю полость редуктора и вытеканию смазки через кольцевой
стык между валом и стенкой отверстия.
Для обеспечения необходимого осевого зазора и регулировки
зацепления между торцами закладных крышек и наружных колец
подшипников установлены компенсаторные кольца 27.
Подшипники, находящиеся вблизи шестерен, защищены от
чрезмерного залива маслом маслоотражательными шайбами 32.
Рисунок 4.2
Крышка корпуса соединена с основанием болтами 5,7 с гайками
6,4. Стопорение гаек относительно корпуса осуществляется
пружинными шайбами 12. Фиксирование крышки относительно
37
основания корпуса обеспечивается двумя коническими штифтами 22.
Для облегчения разборки редуктора в отверстия фланца основания
корпуса ввинчены отжимные винты 13.
В крышке корпуса имеется люк для заливки масла и контроля
правильности зацепления. Люк закрыт крышкой 10, прикрепленной к
крышке корпуса винтами 9. В крышку ввернута пробковая отдушина
2, служащая регулятором давления. Для наблюдения за уровнем масла
в корпусе редуктора установлен маслоуказатель 3. В нижней части
корпуса имеется сливное отверстие, закрытое пробкой 2 с
цилиндрической резьбой.
4.4 Конструкция корпусов редукторов
Корпус редуктора предназначен для обеспечения правильного
взаимного расположения сопряженных деталей, восприятия нагрузок,
действующих в редукторе, служит для защиты деталей загрязнения,
организации системы смазки и отвода тепла.
Корпусные детали изготавливают литыми из чугуна, реже
сварными остальными или литыми из легких сплавов.
Основными критериями работоспособности корпуса являются
прочность и жесткость. Для увеличения жесткости корпуса в местах
установки подшипников предусматривают приливы (бобышки) и
ребра жесткости.
Корпус редуктора выполняют разъемным по плоскости
расположения осей валов, что обеспечивает удобство сборки
редуктора. Плоскость разъема для простоты обработки располагают,
как правило, параллельно плоскости основания
4.5 Детали и узлы редукторов
Соединение крышки корпуса с основанием обеспечивается
болтами, поставленными с зазором рисунок 4.3а,б, винтами рисунок
3.3в или шпильками, фиксирование правильного взаимного
расположения частей корпуса – коническими рисунок 4.3г,д или
цилиндрическими штифтами. Конические штифты, устанавливаемые
в глухие отверстия, должны иметь внутреннюю резьбу рисунок 4.3б
или резьбовую цапфу для извлечения шрифта при разборке редуктора.
Болты, стягивающие бобышки для гнезд подшипников,
располагают, возможно ближе к подшипникам.
Для устранения течи масла через стык крышки и корпуса
плоскости разъема покрывают специальной пастой, спиртовым лаком
или жидким стеклом с последующей затяжкой болтов. Применение
уплотняющих прокладок не допускается, так как их деформация при
38
затяжке болтов не позволяет обеспечить точность размеров отверстий
под подшипники.
Рисунок 4.3
Отжимные винты, применяемые для облегчения отделения
склеившихся корпусных деталей при разборке редуктора,
завинчиваются в одну часть корпуса и упираются в другую, рисунок
4.4.
Рисунок 4.4
Для подъема и транспортировки корпусных деталей и собранного
редуктора применяют проушины рисунок 4.5а,б,г; пазы рисунок 4.5в,
крючья рисунок 4.5д отлитые заодно с корпусом, или грузовые винты
–рым-болты рисунок 4.5е.
39
Рисунок 4.5
Крепление корпуса редуктора к плите или раме производится
винтами или шпильками с гайками, размещенными на приливах
рисунок 4.6а, или в нишах рисунок 4.6б, основания корпуса.
Рисунок 4.6
Подшипники, установленные на каждом валу, имеют
одинаковые размеры, что позволяет путем переворачивания валов
получить различные варианты сборки рисунок 4.7а,б. Для более
равномерного распределения нагрузки между подшипниками одного
вала шестерню и колесо на входном и выходном валах целесообразно
располагать дальше от опоры у консольного конца вала, так как на
концах валов редуктора устанавливают муфты, шкивы или звездочки,
создающую на ближайшие подшипники.
Шестерни изготавливают обычно заодно о валом, а колеса
насаживают на валы со шпонками с натягом, на шлицевые валы, а
также на гладкие валы с большим натягом. Сборника зубчатых колес с
валами производится под прессом или с температурным
деформированием.
Наружные кольца подшипников устанавливают в корпусе по
посадке, обеспечивающей некоторый зазор, благодаря чему кольца
могут, проворачиваться во время работы подшипника и в контакт с
40
телами качения последовательно будут вступать все участки беговой
дорожки. Наличие зазора облегчает также перемещение колец при
регулировке посадки подшипника.
Крышки, закрывающие подшипники, выполняют привертными
рисунок 4.7а и закладными рисунок 4.7б. Привертные крышки
удобнее в эксплуатации, так как обеспечивают доступ к отдельным
подшипникам для осмотра без разборки редуктора. Закладные
крышки упрощают конструкцию, снижают массу редуктора, более
эстетичны, однако их применение возможно только при наличии
разъема.
Рисунок 4.7
Уплотнительные устройства подшипниковых узлов выполняют
в виде сальниковых войлочных колец рисунок 4.8б, щелевых рисунок
4.8в, лабиринтных рисунок 4.8г, центральных или комбинированных
уплотнений. Применение тех или иных типов уплотнений
определяется скоростью деталей, температурой и давлением
уплотняемой среды, допускаемой утечкой масла.
Рисунок 4.8
4.6 Система смазки
Для смазки передач в редукторах применяют циркуляционную
или картерную системы смазки. В качестве смазки используют
жидкие масла марки «Индустриальное И-20А», «Индустриальное И30А».
Циркуляционная смазка применяется при окружных скоростях
зубчатых колес свыше 12,5м/с. Масло, охлажденное и
41
профильтрованное,
непрерывно
подводится
к
трущимся
поверхностям.
Картерная смазка применяется при окружных скоростях
зубчатых колес до 12,5 м/с. Масло заливают в корпус редуктора до
такого уровня, чтобы колеса быстроходной передачи при υ<1 м/с и
тиходной – при υ>1 м/с погружались в масляную ванну на величину
hм≈…0,25 d2Т. При вращении колес масло увлекается зубьями,
разбрызгивается и, попадя на внутренние поверхности корпуса,
стекает в его нижнюю часть. Внутри корпуса образуется масляный
туман, покрывающий поверхности деталей внутри корпуса, в том
числе и подшипники качения.
В процессе работы масло загрязняется продуктами износа,
свойства масла со временем ухудшаются. Поэтому масло, налитое в
корпус редуктора, периодически меняют, сливают его, корпус
промывают и заливают свежее масло. Заливают масло через люк в
крышке корпуса, а сливают через резьбовое отверстие в его нижней
части. Сливное отверстие закрывают пробкой с цилиндрической,
рисунок 4.9 а, или конической, рисунок 4.9. б. Для обеспечения
надежности уплотнения под пробку с цилиндрической резьбой ставят
уплотняющую прокладку.
Пробка с конической резьбой
дополнительного уплотнения не требует.
Рисунок 4.9
Рисунок 4.10
42
Уровень масла в корпусе редуктора определяют с помощью
маслоуказателя. При длительной работе масло и воздух в редукторе
нагреваются, при этом повышается давление внутри корпуса, что
приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Для
предупреждения выброса масла внутренняя полость редуктора
сообщается с внешней средой с помощью отдушины, рисунок 4.10
устанавливаемой в крышке люка корпуса.
4.7 Порядок выполнения работы
Производят внешний осмотр редуктора, сверяют его
соответствие общему виду на чертеже.
4.7.1 Определение основных, габаритных и присоединительных
размеров редуктора рисунок 4.11.
К основным размерам редуктора относятся межосевые
расстояния передач. Под габаритными понимают три наибольших
размера редуктора: по длине, высоте и ширине, определяющие
размещение редуктора в приводном устройстве и необходимые
размеры тары для его транспортирования.
Рисунок 4.11
Присоединительные размеры определяют размеры и взаимное
расположение поверхностей присоединения редуктора по отношению
к другим деталям. К ним относят:
а) диаметры и длины выходных концов быстроходного и
тихоходного валов и размеры, определяющие их расположение
относительно друг друга и опорной поверхности;
43
б) размеры отверстий под болты для крепления редуктора к
основанию и размеры, определяющие расположение этих отверстий;
в) размеры установочной плоскости, которой редуктор ставится
на плиту или раму.
Примечание. Для редуктора, концы быстроходных и
тихоходных валов которых выходят в одну сторону межосевое
расстояние
а  аБ  аТ  N 
d Б dT

2
2
.
Результаты измерений заносят в лабораторный журнал или
таблицу отчета, оформляемого по прилагаемой форме.
4.7.2 Разборка редуктора, ознакомление с его конструкцией и
кинематической схемой.
Вывинчивают пробку 2 и сливают масло.
Отвертывают гайки 4 и 6, вынимают болты 5 и 7, снимают
крышку редуктора 8, предварительно отжав ее винтом 13.
Знакомятся с конструкцией редуктора и назначением деталей (с
наименованием деталей знакомятся по спецификации чертежа общего
вида редуктора. Вычерчивают кинематическую схему редуктора в
соответствии с ГОСТом.
При изучении конструкции редуктора следует охарактеризовать
его систему смазки.
Замеряют штангенциркулем расстояние между валами А, Б и
диаметры валов dB1 , dB2 , dB3 в метах замеров.
Вынимают закладные крышки 24, 28 и регулировочные кольца
27.
Вынимают последовательно входной 14, промежуточный 29 и
выходной 18 валы редуктора с насаженным на них деталями и
укладывают их на специальные подставки.
Снимают закладные сквозные крышки 15 и 20.
Примечание. Подшипники и зубчатые колеса валов не
снимаются.
Вынимают маслоуказатель 3, отвинчивают винты крышки люка
10 для осмотра зацепления.
4.7.3 Определение основных параметров зубчатых передач
редуктора.
Параметры зубчатого зацепления определяют путем замеров и
последующих расчетов отдельных элементов шестерни и колеса.
44
По замерам А и Б с учетом dB1/2 , dB2/2, dB3/2 определяют
межосевое расстояние аω по ступеням, согласуя его с единым рядом
главных параметров.
Подсчитывают числа зубьев колес Z1, Z2, Z3, Z4 .
Определяют передаточное число по ступеням
UБ=Z2/Z1 , UN=Z4/Z3
и редуктора в целом Uобщ= UБ∙ UТ.
Таблица 4.1 - Межосевые расстояния аω , мм.
1
ряд
2
ряд
80
100
90
125
160
112
140
200
180
Замеряют диаметры вершин зубьев da и ширину В зубчатых
колес.
Подсчитывают коэффициент относительной ширины колес
ψа=В2/аω .
Определяют окружной mt и нормальный mn модуль зацепления
для быстроходной и тихоходной передач
mt=2∙aω / (Zш+Zk),
mn=mt∙cos β.
Так как в косозубых цилиндрических передачах угол наклона
зубьев сравнительно небольшой (β≈8…15о и cos β≈0,99…0,96), за
нормальный модуль в рассматриваемом зацеплении можно принять
величину окружного модуля, округленную в меньшую сторону до
ближайшего стандартного значения, таблица 4.1.
Таблица 4.1 – нормальные модули зубчатых колес mn , мм.
1
ряд
2
ряд
1
1,5
1,25
2
1,75
2,5
2,25
45
3
2,75
4
3,5
4,5
Определяют направление зубьев колес
Замеряют угол наклона зубьев по вершинам
βа
(непосредственно по диаметру выступов с помощью универсального
угломера или по отпечаткам зубьев на бумаге, предварительно нанеся
на них тонкий слой краски ).
Для уточнения и проверки правильности измерения
подсчитывают угол наклона зубьев (с точностью до 1'')
cos  
mn  ( Z ш  Z k )
,
2  a
согласуя полученное значение β с приведенными в таблице 4.3.
Подсчитывают диаметры вершин зубьев
d a  mn  (
Z
 2) ,
cos 
и сравнивают их с измеренными значениями.
При совпадении подсчитанных и измеренных значений
диаметров – передача без смещения (Х1=Х2=0), при несовпадении –
определяют коэффициент смещения исходного контура.
Таблица 4.2 – Углы наклона зуба на делительном цилиндре
аω
mn
1,00
1,25
1,50
1,75
2,00
2,25
2,50
3,50
100
Zш+Zk
198
158
132
113
99
-
125
β
8 06'34''
9о04'07''
8о06'34''
8о36'09''
8о06'34''
о
Zш+Zk
247
198
165
141
123
110
99
-
d a  mn  (
160
β
8 53'06''
8о06'34''
8о06'34''
9о14'55''
10о15'47''
8о06'34''
8о06'34''
о
Z
 2  2 Х ) ,
cos 
отсюда
46
Zш+Zk
297
237
198
168
148
132
118
99
β
8 06'34''
9о04'07''
8о06'34''
9о39'21''
9о22'00''
8о06'34''
10о28'34''
8о06'34''
о
Х
Определяют
шестерни
da
Z

 1.
2  mn 2  cos 
диаметр
делительной
окружности
колеса
и
d=mt∙Z=mn∙Z/cosβ.
Определяют окружной Рt и нормальный Рn шаг зубьев
Рt =π∙mt,
Рn = Рt∙ cosβ.
Результаты замеров и расчетов заносят в лабораторный журнал
или таблицу отчета.
4.7.4 Определение параметров, характеризующих условия
смазки зубчатых передач редуктора рисунок 4.12.
Рисунок 4.12
Измеряют расстояние от плоскости разъема до дна корпуса hт.к ,
hт.ш. по осям колес тихоходной и быстроходной передач.
Измерения производят с помощью двух линеек: одну ставят
ребром на плоскость разъема, другой измеряют расстояние о этого
ребра до дна корпуса.
Измеряют
расстояние от плоскости разъема до отметки
верхнего уровня масла на маслоуказателе 3.
Рассчитывают глубину погружения тихоходного колеса в масло
пр верхнем его уровне в единицах модуля mn.т
47
hО.Т . 0,5  d a 2T  hм

mn.T
mn.T
.
Определяют зазор между дном корпуса и тихоходным колесом
ат=hт.к–0,5∙da2т .
Примечание. При погружении в масло также и колеса
быстроходной ступени по аналогичным формулам находят глубину
погружения hО.Б /mn.Б и зазор аБ.
Результаты измерений и расчетов заносят в лабораторный
журнал или таблицу отчета.
4.7.5 Определение допускаемого крутящего момента на
выходном валу редуктора.
Для косозубых цилиндрических колес тихоходной ступени
допускаемый крутящий момент из условия контактной выносливости
определяют по зависимости [5]
Т3 
В2  а2Т
К н  К н  (U T  1)
3
(
[ н ]  U T 2
) ,
8500
где [σн ] – допускаемое контактное напряжение, МПА;
Кн – коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость;
Кнα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между
зубьями.
Точные значения [σн], Кн , Кнα принимают при известной
степени точности зубчатой пары, материале зубчатых колес и их
термообработке, расположении колес относительно опор, частоте
вращения и режиме работы механизма.
Для приближенного определения крутящего момента Т3 (в
ньютонах-метрах) можно принять: при термической закалке колеса и
шестерни [σн]=800 МПа, при термическом улучшении обоих колес
[σн]=500 МПа; Кн ∙ Кнα=1,3.
4.7.6 Сборка редуктора.
Проверка качества зацепления зубчатых передач
Конструкция редуктора позволяет осуществлять узловую
сборку. Отдельно собираются узлы, требующие применения пресса
(колеса, валы, подшипники). Далее собранные узлы монтируют в
корпусе редуктора без особых усилий.
Устанавливают в основание корпуса 1 валы 14, 18, 29 в сборе с
зубчатыми колесами 23, 31, подшипниками 21, 30, 33,
48
маслоотражательными шайбами 32 и распорными втулками 17, 25.
Входной 14 и выходной 18 валы устанавливают вместе со сквозными
крышками 15, 20.
Вставляют в пазы основания корпуса 1 врезные крышки 24, 28,
между наружными кольцами подшипников и крышками
устанавливают компенсирующие кольца 27.
Проверяют пятно контакта цилиндрических зубчатых передач,
визуально оценивают качество их изготовления.
Тщательно протирают зубья, наносят тонкий слой краски на
боковые поверхности двух-трех равноудаленных друг от друга зубьев
ведущих колес, поворачивая их определяют расположение и размеры
пятен касания на зубьях ведомых колес.
Определяют относительные размеры пятна контакта в
процентах, рисунок 4.13
Рисунок 4.13
по длине зуба – отношением расстояний между крайними
точками следов прилегания, за вычетом разрывов, превосходящих
величину модуля, к полной длине зуба
ас
 100% ;
в
по высоте зуба – отношением средней высоты пятна прилегания
по всей длине зуба к его рабочей высоте
hcp
h3
 100% .
Размеры а, в, с замеряют штангенциркулем. Рабочая высота зуба
h3≈2∙mt . Пятно контакта определяют на трех зубьях и вычисляют по
среднему значению.
49
Соответственно полученным размерам пятна контакта согласно
нормам контакта зубьев в передаче, таблица 4.3, определяют степень
точности каждой зубчатой пары редуктора.
Завершают сборку редуктора
Устанавливают по штифтам 22 крышку редуктора 8 и
притягивают ее винтам к основанию корпуса 1.
Ввинчивают пробку 2 для слива масла, вставляют
маслоуказатель 3, привинчивают крышку люка 10.
Таблица 4.3 – Нормы контакта зубьев в передаче в % по ГОСТ 164381
Параметры
Пятно
контакта
по высоте не менее…
по длине не менее…
Степень точности
7-я
8-я
9-я
45
40
30
60
50
40
Контрольные вопросы к лабораторной работе
1 Назначение, устройство и классификация редуктора.
2 Чем объясняется преимущественное применение в
современных редукторах косозубых и шевронных передач? Какими
преимуществами и недостатками характеризуется одинаковое и
различное направление зубьев шестерни и колеса на промежуточном
валу редуктора?
3 Какое конструктивное решение расположения шестерни на
входном, а колеса на выходном валу: ближе к опоре выходного конца
вала или ближе к противоположной опоре, более выгодно и почему?
4 Чем объясняется то, что ширина венца шестерни принимается
на 3…5 мм больше ширины венца колеса?
5 Как осуществляется регулировка подшипниковых узлов7
Назначение компенсирующих колец и прокладок?
6 Преимущества и недостатки врезных крыше подшипников
перед привертными?
7 Для чего при изготовлении корпусных деталей редуктора
между ними ставятся штифты?
8 Как обеспечивается герметичность в плоскости стыка корпуса
и крышки редуктора? Назначение отжимных винтов?
9 Какие конструктивные решения предусмотрены для захвата
при подъеме и транспортировке корпусных деталей и собранного
редуктора?
50
Лабораторная работа № 5 Изучение конструкции,
определение основных параметров, разборка и сборка червячного
редуктора
5.1 Цель работы
Цель работы: а) ознакомление с конструкцией червячного
редуктора; б) определение параметров червячного зацепления,
габаритных и присоединительных размеров редуктора; в)
ознакомление с методикой регулировки подшипников и зацепления
червячной передачи при сборке редуктора; г) вычисление
допускаемого крутящего момента на выходном валу редуктора.
5.2 Общие сведения о редукторах. Конструкция и описание
редуктора
Червячные редуктора – это механизмы с червячной передачей,
служащие для передачи мощностей от двигателя к рабочей машине с
соответствующим понижением угловых скоростей и повышением
крутящих моментов, выполненные в виде отдельных агрегатов.
Редуктор, рисунок 5.1 состоит из следующих основных деталей:
1 – червяк; 2 – корпус; 3 – пакет прокладок; 4 – крышка торцовая
проходная; 5 – подшипник с коническими роликами; 6 – манжетное
уплотнение; 7 – маслосливная пробка; 8 – крышка смотрового
отверстия; 9 – жезловый маслоуказатель; 10 – крышка торцовая
глухая; 11 – винт; 12 – крышка люка; 13 – втулка-отдушина; 14 –
пакет прокладок; 15 – крышка торцовая проходная; 16 – винт; 17 –
венец червячного колеса; 18 – винт; 19 – пакет прокладок; 20 –
подшипник с коническими роликами; 21 – крышка торцовая глухая;
22 – центр червячного колеса; 23 – вал червячного колеса.
Червячная передача состоит из цилиндрического червяка 1
(винта с трапециедальной или близкой к ней резьбой) и червячного
колеса 17, рисунок 5.1, с зубьями дуговой формы, охватывающими
часть червяка.
Расположение червяка в передаче может быть верхним рисунок
5.1, нижним, рисунок 5.2 и боковым. Верхнее расположение червяка
применяется при окружных скоростях свыше 4…5 м/с. Смазка
зацепления в этом случае осуществляется окунанием колеса в масло.
При расположении червяка под колесом предельно допустимый
уровень масла должен проходить по центрам тел качения
подшипников рисунок 5.2. При погружении червяка в масло менее
чем на 2,5 m , где m - модуль червяка, для подачи масла в зацепление
применяются разбрызгиватели.
51
Червяка, как правило, изготавливают из стали и выполняют
заодно целое с валом. Боковые поверхности витков червяка
закаливают до высокой твердости, затем витки шлифуют или
полируют, что позволяет повысить стойкость червячной пары против
заедания.
Червячные колеса в зависимости от размеров делают цельными
или составными в целях экономии цветных металлов. Венец
червячного колеса 17 (редуктор РЧН-80), 19 (редуктор РЧП-100)
изготавливают из бронзы или латуни, а центр колеса 22 из стали ил
серого чугуна. В тихоходных передачах с окружными скоростями на
червяке до 2 м/с червячные колеса иногда целиком изготавливают из
серого чугуна. При единичном и мелкосерийном производстве
зубчатый венец соединяют с центром червячного колеса посредством
посадки с гарантированным натягом и винтов 16 в РЧН-80 и 17 в
РЧП-100. Винты ввертываются в стык венца и центра. При
ослаблении посадки со временем при нагреве они играют роль
шпонок. После затяжки головки винтов срезают заподлицо с торцем.
В среднесерийном, крупносерийном и массовом производстве
бронзовый венец преимущественно наплавляют на центр.
Рисунок 5.1
52
Рисунок 5.2
Центр червячного колеса наплавляют на вал 23 (РЧН-80), (РЧП100) с натягом, чтобы предотвратить угловые колебания колеса
относительно оси червяка.
В опорах червяка и червячного
колеса устанавливают
радиально-упорные шариковые или
конические роликовые
подшипники 5 и 20 в РЧН-80 и 21 в РЧП -100, воспринимающие
радиальную и осевую нагрузку. Внутренние кольца подшипников
насаживают на вал с натягом, чтобы исключить проворачивание
шейки вала и развальцовку посадочных поверхностей. Наружные
кольца подшипников в корпусе устанавливают с незначительным
зазором, облегающим осевое перемещение колец при регулировке
натяга подшипников и осевого положения колеса.
В крышках 4 и 15 в РЧН-80 и 16 в РЧП-100, через отверстия
которых выходят концы валов червяка и червячного колеса,
помещают уплотнения 6 (РЧН-80), 7 (РЧП-100) для предотвращения
вытекания смазки из редуктора и предохранения подшипников
зацепления от попадания пыли и грязи.
На быстроходном валу редуктора РЧП-100 уплотнение
выполнено в виде колец из технического фетра, пропитанного маслом.
Пожатие фетра в калу осуществляется крышкой 4 с помощью шпилек
6. Такие уплотнения недостаточно надежны и применение их весьма
ограниченно. Более современные манжетные уплотнения применены
на быстроходном валу редуктора РЧН-80. На тихоходных валах
редукторов применены уплотнения щелевого типа в виде кольцевых
канавок на крышках подшипников 15 (РЧН-80), 16 (РЧП-100). Со
53
стороны второй опоры валов червяка и червячного колеса
устанавливают глухие крышки 10, 21 в РЧН-80 и 11, 21 в РЧП-100.
Корпуса червячных редукторов конструируют двух исполнений:
неразъемные(при аω≤160 мм) и разъемные с плоскостью разъема по
оси вала червячного колеса. Обычно корпус редуктора отливают из
чугуна, иногда – из легких сплавов. При единичном или
мелкосерийном производстве корпус может быть сварным. Корпус
редуктора РЧН-80 выполнен неразъемным. Для монтажа комплекта
вала с червячным колесом по боковым стенкам редуктора
предусмотрены отверстия с диаметром, большим наибольшего
диаметра колеса. Отверстия закрыты боковыми крышками 15 и 21.
Редуктор РЧП-100 выполнен с разъемным корпусом и состоит
из крышки 2 и основания корпуса 25, скрепляемых болтами 14 с
гайками 12. Отверстия в корпусе закрыты боковыми крышками 8 и 11.
В корпусе 2 и крышках 15, 21 редуктора РЧн-80 и в основании
корпуса 25 редуктора РЧП-100 имеются ребра для повышения
жесткости и увеличения поверхности охлаждения.
Корпус служит также резервуаром для смазки зацепления. Для
заливки масла в корпусе редуктора предусматривают люк, закрытый
крышкой 12 в РЧН-80 и 18 в РЧП-100. Уровень масла в редукторе
определяют через контрольное отверстие или с помощью жезлового
маслоуказателя 9 в РЧН-80 и 13 в РЧП-100. Слив масла
осуществляется через спускное отверстие, закрытое пробкой 7 в РЧН80 и 9 в РЧП-100.
Во втулке 13 (редуктор РЧН-80) или рукоятке крышки люка 18
(редуктор РЧП-100) делают отверстие-отдушину, назначение которой
– выравнивание давления воздуха, нагревающегося внутри корпуса
при работе редуктора, по отношению к атмосферному.
Контроль за правильностью зацепления и наблюдение за
расположением пятна контакта и его величиной при регулировке
осевого положения червячного колеса в редукторе РЧП-100
осуществляется через люк в крышке корпуса, в редукторе РЧН-80 –
через смотровое окно в узкой боковой стенке корпуса. После сборки
редуктора это окно закрывают крышкой 8, в которую монтируют
маслоуказатель 9.
5.3 Порядок проведения работы
5.3.1 Определение габаритных и присоединительных размеров
редуктора
54
Перед определением габаритных и присоединительных
размеров производят внешний осмотр редуктора, сверяют его
соответствие общему виду на чертеже.
Под габаритными понимают наибольшие размеры редуктора по
длине, высоте и ширине.
Присоединительными
называют
размеры
редуктора,
определяющие подбор сопрягаемых с ними деталей, а также размеры,
требуемые для монтажа редуктора на плите или раме. К ним
относятся:
а) диаметры и длины выходных концов быстроходного и
тихоходного валов и размеры, определяющие их расположение
относительно опорной поверхности;
б) размеры отверстий под болты для крепления редуктора и
размеры, определяющие их расположение;
в) размеры установочной плоскости редуктора.
Замеряемые размеры (см. таблицу 5.1) заносят в лабораторный
журнал или таблицу 5.1 отчета, оформляемого по прилагаемой форме.
5.3.2 Определение межосевого расстояния редуктора по
данным измерений
а  (h2 
dT
d
)  (h1  T ) .
2
2
Расчетное значение аω следует округлить до стандартного по ГОСТ
2144-76*
1-ряд: 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800,
1000.
2-ряд: 71, 90, 112, 140, 180, 224, 280, 355, 450, 560, 710, 900, 1120,
1400.
5.3.3 Разборка редуктора, ознакомление с его конструкцией
Определение параметров червячного зацепления
При изготовлении червячной передачи стандартным режущим
инструментом расшифровка червячного зацепления производится
путем замера отдельных элементов червяка и червячного колеса,
рисунок 5.3, и последующего расчета остальных элементов и
параметров зацепления. Полученные значения параметров червяка и
червячного колеса округляют до стандартных значений
55
Таблица 5.1 – Замеряемые габаритные и присоединительные размеры
редуктора
Замеряемые величины, мм
Габаритные размеры:
длина
ширина
высота
Присоединительные размеры
Быстроходный вал:
диаметр
длина
вылет
Тихоходный вал:
диаметр
длина
вылет
Вспомогательный размер
Вспомогательный размер
Расстояние
от
опорной
поверхности нижнего фланца
редуктора до оси:
червяка
колеса
Толщина нижнего фланца
Размеры опорной поверхности
нижнего фланца
Размеры опорной поверхности
между осями отверстий под
болты
для
крепления
редуктора
Диаметр отверстия под болт
для крепления редуктора
Расстояние от оси отверстия
под болт до торца выходного
конца:
Быстроходного вала
Тихоходного вала
Обозначение
размера
Мерительный
инструмент,
формула
L
B
H
угольник, линейка
штангенрейсмас
dБ
lБ
L5
штангенциркуль
линейка
линейка, угольник
DТ
LТ
В4
h1
h2
штангенциркуль
линейка
линейка, угольник
штангенрейсмас
штангенрейсмас
hБ
hT
h
L1, B1, L3
линейка
L2, B2
dф
штангенциркуль
L4
B4
линейка, угольник
56
Рисунок 5.3
Подлежащие замеру элементы червяка и червячного колеса
приведены в таблице 5.2.
Таблица 5.2 - Замеряемые элементы червяка и червячного колеса
Замеряемые параметры
Обозначение
Мерительный
инструмент
Число заходов червяка
Шаг осевой
Длина нарезанной части
червяка
Диаметр вершин витков
червяка
Число зубьев червячного
колеса
Диаметр вершин зубьев
червячного колеса
Наибольший
диаметр
червячного колеса
Ширина венца червячного
колеса
Z1
P1
B1
Линейка
Штангенциркуль
da1
Штангенциркуль
Z2
Штангенциркуль
кронциркуль
Штангенциркуль
da1
daM2
B1
Порядок расчета параметров червячного зацепления по
результатам замеров следующий:
1) определяется осевой модуль зацепления
m=p1/π , где р1 – осевой шаг, мм (р1=А/n, здесь А – база измерения –
расстояние между двумя одноименными точками на профиле червяка,
в котором укладывается целое число шагов n).
Примечание. При определении модуля m в редукторах РЧН-80,
РЧП-100 следует иметь ввиду, что они выполнены по ранее
57
действующему ГОСТ 2144-43, в ряду стандартных значений модуля
которого имелось значение m=3,0 мм.
2) по подсчитанному числу зубьев колеса Z2 и числу заходов
червяка Z1 определяют передаточное отношение U=Z2/Z1;
3) используя полученное замером значение диаметра вершин
червяка da1 , определяют ориентировочное значение делительного
червяка d1=da2-2m;
4) определяют коэффициент диаметра червяка q=d1/m .
Полученное значение q округляют до стандартного значения;
5) стандартные значения m и q используют по делительному
цилиндру
γ'= arctg Z1/q ;
6) определяю коэффициент смещения инструмента в червячной
передаче
Х
а
 0,5  ( Z 2  q) .
m
Корректирование передачи – нарезание червячного колеса со
смещением инструмента – применяют для устранения подрезания и
заострения зубьев колеса и получения передачи с заданными
межосевым расстоянием. Значения коэффициента смещения Х для
стандартных редукторов должно находиться в пределах – 1≤Х≤+1.
положительные значения коэффициента смещения Х соответствуют
увеличению аω , отрицательные значения – уменьшению аω
Параметры червяка в передачах, нарезанных со смещением, те
же, что и в передачах, нарезанных без смещения, за исключением
расчетного диаметра начального цилиндра червяка
dW1=m∙(q+2∙X).
Диаметр вершин витков червяка da1=d1+2∙m.
Диаметр впадин витков червяка df1=d1-2,4∙m.
Угол подъема витка червяка на начальном цилиндре
 W   arctg
58
Z1
.
q  2 X
У червячного колеса в передаче со смещением (Х≠0) все
размеры, кроме делительного диаметра d2=m∙Z2, отличаются от
размеров колеса в передачах без смещения (Х=0).
7) диаметр вершин зубьев червячного колеса подсчитывается по
формуле
da2=d2+2∙m+2∙X∙m;
8) диаметр окружности впадин червячного колеса определяют
из зависимости
df2=d2- 2,4∙m+2∙X∙m;
9) наибольший диаметр червячного колеса определяют из
условия:
daM2≤d2+6∙m/(Z1+2).
Результаты выполненных измерений и расчета параметров
червячного зацепления заносят в лабораторный журнал или таблицу
4.1 отчета.
5.4 Сборка редуктора, регулировка подшипников и
зацеплений
Детали редуктора, сборочные единицы червяка и червячного
колеса монтируют в корпусе редуктора в последовательности,
обратной той, в которой производилась разборка. Перед сборкой
зубья червячного колеса протирают, чтобы снять следы деталей (в
отличие от производственных условий). В процессе сборки
регулируют осевой люфт подшипников качения, затем проверяют
правильность зацепления.
Наличие зазоров в подшипниках является причиной
радиального и осевого биения и вибрации валов. Для устранения этих
явлений подбирают подшипники повышенной жесткости и
регулируют их натяг.
Регулирование
предварительного
натяга
подшипников
осуществляется установкой под фланцы крышек металлических
прокладок различных толщин: 0,1; 0,15; 0,2; 0,25 мм и т.д. Эти
прокладки используются также для регулировки осевого положения
червячного колеса. Комбинация набора прокладок разной толщины
59
позволяет смещать червячное колесо и кольца подшипников
точностью до 0,05 мм.
с
5.5 Определение допускаемого крутящего момента на
выходном валу редуктора
Для червячных передач крутящий момент из условия
контактной выносливости определяется по зависимости [4]
0,244  а3  (q / Z 2 )  [ н ]
Т2 
,
Епр  (q / Z 2  1) 3  K н
[δн] – допускаемое контактное напряжение, МПА;
Кн – коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость;
Епр=2∙Е1∙Е2/( Е1+Е2), здесь Е1 и Е2 – модули упругости материалов
червяка и червячного колеса (для червяка из стали Е1=2,1∙105 МПа,
для червячного колеса из бронзы Е2=0,9∙105МПа).
При расчете можно принять, что венец червячного колеса
изготовлен из оловянистой бронзы Бр 010Ф1, для которой [δн] =180
МПа. Коэффициент расчетной нагрузки можно принять К=1,25.
Контрольные вопросы к лабораторной работе
1 Чем обусловлено различное расположение червяка
относительно червячного колеса?
2 Почему венцы червячных колес изготавливают из бронзы?
3 Почему уровень масла при нижнем расположении червяка
ограничивают центром тел качения подшипников?
4 Для чего в червячном редукторе устанавливают крышку с
отдушиной?
5 какие размеры червяка и червячного колеса изменяются при
коррекции зацеплении?
6 Почему с понижением жесткости подшипников в опорах и
появлением в подшипниках зазоров повышаются динамические
нагрузки в червячной передаче?
7 Каково назначение комплектов металлических прокладок,
устанавливаемых между крышками подшипников на валу червячного
колеса и корпусом редуктора? Как подбирается толщина пластинок?
60
Лабораторная работа № 6 Изучение конструкции
подшипников качения и типовых подшипниковых узлов
6.1 Цель работы
Цель работы: а) ознакомление с классификацией, конструкцией
и условными обозначениями типов подшипников качения; б)
изучение типовых узлов опор валов с подшипниками качения.
6.2 Основные сведения о подшипниках качения
6.2.1 Классификация подшипников
Подшипники качения классифицируют по следующим
основным признакам:
направлению
действия
воспринимаемой
нагрузки
относительно оси вращения вала:
а) радиальные, воспринимающие преимущественно радиальную
нагрузку, действующую перпендикулярно оси вращения вала;
б) упорные, воспринимающие преимущественно осевую
нагрузку, действующую вдоль оси вращения вала;
в) радиально – упорные, воспринимающие комбинированную
нагрузку, одновременно действующую на подшипник в
радиальном и осевом направлениях, причем преобладающей может
быть как радиальная, так и осевая нагрузка;
г) упорно – радиальные, воспринимающие в основном осевую
нагрузку,
- форме тел качения:
а) шариковые (тела качения – шарики);
б) роликовые (тела качения – ролики):
с короткими цилиндрическими роликами; с длинными
цилиндрическими роликами; с игольчатыми роликами; с
коническими и сферическими роликами,
- числу рядов тел вращения:
однорядные; двухрядные; четырехрядные,
- способности самоустанавливаться:
самоустанавливающиеся и несамоустанавливающиеся.
По соотношению габаритных размеров подшипники разделяют
на размерные серии:
- по радиальным габаритным размерам:
сверхлегкую, особолегкую, легкую, среднюю и тяжелую,
- по ширине:
особо узкую, узкую, нормальную, широкую, особо широкую.
61
Подшипники качения отличаются допускаемой радиальной или
осевой
нагрузкой,
предельной
частотой
вращения
и
грузоподъемностью. Полная классификация подшипников качения
установлена ГОСТ 3395 – 89.
6.2.2 Краткая характеристика основных типов подшипников
качения
Шарикоподшипники радиальные однорядные (тип 0000)
рисунок 6.1а в основном предназначены для восприятия радиальных
нагрузок, но могут воспринимать и осевые нагрузки, действующие в
особых направлениях вдоль оси вала и не превышающие 70 %
неиспользованной допустимой радиальной нагрузки. Допускают
перекос наружных колец относительно внутренних до 10…15'. По
сравнению с подшипниками качения других типов имеют
минимальные потери на трение, обладают большей быстроходностью.
Являются одними из наиболее распространенных и дешевых
подшипников качения. Характеризуются сравнительно малой
радиальной и осевой жесткостью, что ограничивает их применение в
узлах, требующих точной фиксации валов.
Рисунок 6.1
Шароподшипники радиальные двухрядные сферические
рисунок 6.1б предназначены для радиальных и небольших осевых
62
нагрузок (до 20% величины неиспользованной допустимой
радиальной). Обеспечивают фиксации вала в осевом направлении в
обе стороны. Допускают значительный (до 2 – 30) перекос
внутреннего кольца (оси вала) относительно наружного кольца (оси
отверстия корпуса). Применяются в конструкциях с нежесткими
валами и в узлах с технологически необеспечиваемой строгой
соосностью посадочных мест.
Роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими
роликами (тип 2000) рисунок 6.1д предназначены для восприятия
значительных радиальных нагрузок. Изготовляют также подшипники
с дополнительным буртом на внутреннем (тип 42000) и наружном
(тип 12000) кольце. Эти подшипники могут воспринимать кроме
радиальной и ограниченные осевые нагрузки, фиксируя вал в осевом
направлении. По сравнению с радиальными однорядными
шароподшипниками их грузоподъемность в среднем в 1,7 раза
больше, вместе с тем, по скоростынм характеристикам онинесколько
уступают; чувствительны к перекосам внутренних колец
относительно наружных; требуют жестких валов и точной соосности
посадочных мест. Допускают раздельный монтаж внутреннего (с
комплектом роликов и наружного колец подшипника.
Роликопдшипники радиальные игольчатые (тип 74000 и др.)
рисунок 6.1з предназначены для восприятия больших радиальных
нагрузок, осевые нагрузки не воспринимают и осевое положение вала
не фиксируют. Имеют относительно меньшие габариты в радиальном
направлении по сравнению с подшипниками других типов при
одинаковых с ними диаметрах отверстия и грузоподъемности. Весьма
чувствительны к прогибам вала и несоосности посадочных мест. Для
максимального уменьшения радиальных габаритов могут применяться
с одним наружным кольцом или только в виде комплектов игл.
Рекомендуется для использования в опорах, несущих постоянную или
переменную нагрузку при колебательном движении или малых
частотах вращения вала. Игольчатые подшипники высокой прочности
с сепаратором могут работать при скоростях на валу до 10 ... 12 м/с.
Роликоподшипники радиальные двухрядные сферические (тип
3000) рисунок 6.1е предназначены для восприятия радиальных и
одновременнно осевых нагрузок, действующих в обоих направлениях
и непревышающих 25 % неиспользованной допустимой радиальной
нагрузки. Могут работать и при чисто осевой нагрузке, однако в этом
случае воспринимать ее будет лишь один ряд роликовю Обладают
болеее
высокой
грузоподъемностью,
чем
равногабаритные
сферические шарикоподшипники, но сложнее их в изготовлении и
63
дороже. Допускают значительные (до 2 – 30) перекос внутреннего
кольца относительно оси наружного. Применяются в узлах
тяжелонагруженных и многоопорных и двухопорных длинных валов,
подверженных значиетльным прогибам; в опорах машин, где при
больших радиальных нагрузках неизбежна несоосность посадочных
мест.
Шарикоподшипники радиально – упорные рисунок 6.1в
предназначены для восприятия комбинированной (радиальной и
односторонней осевой) нагрузки. Допускаемавя осевая нагрузка
зависит от угла контакта α = 120 (тип 36000), α = 260 (тип 46000) и α
= 360 (тип 66000). Подшипники чувствительны к перекосам.
Для восприятия двухсторонних осевых нагрузок в уловиях
высоких требований к жесткости применяют двухрядные подшипники
(тип 3056000) рисунок 6.1г или подшипники в паре.
Роликоподшипники радиально – упорные конические (тип 7000)
рисунок 6.1ж предназначены для восприятия значительных
одновременно дейтсвующих радиальных и односторонних осевых
нагрузок. Способность воспринимать осевые нагрузки зависит от угла
конусности α наружного кольца, при увеличении которого осевая
грузоподъемность возрастает за счет уменьшения радиальной.
От радиально – упорных шарикоподшипников отличаются
большей грузоподъемностью, меньшими точностью и частотой
вращения, меньшей стоимостью. Допускают раздельный монтаж
наружного и внутреннего колец, а также регулирование осевой игры и
радиального зазора. Перекосы вала относительно оси корпуса
недопустимы. Для фиксирования положения вала в обе стороны
подшипники устанавливаются попарно.
Шарикоподшипники упорные предназначены для восприятия
только осевых нагрузок: одинарная (тип 8000) рисунок 6.2а – в одном
направлении, двойные (тип 38000) рисунок 6.2б – в двух
направлениях. Применяются при сравнительно малых частотах
вращения на горизонтальных валах их ставить нерекомендуется.
Рисунок 6.2
64
6.3 Условные обозначения подшипников
На торце одного из колец подшипника выбивают его условное
обозначение и номер завода – изготовителя. Система основных
условных обозначений подшипников предусмотрена ГОСТ 3189 – 75.
Условное обозначение подшипника характеризует его
внутренний диаметр, серию, тип, конструктивные особенности, класс
точности, условия изготовления и составляется из букв и цифр
рисунок 6.3.
Рисунок 6.3
Две первые цифры (читая справо налево) обозначают
внутренний диаметр подшипника. Для подшипника с внутренним
диаметром от 20 до 495 мм эти цифры соответствуют внутреннему
диаметру, деленному на пять если при делении диаметра на пять
получается дробное число, то величина внутреннего диаметра
подшипника обозначается ближайшим целым числом, а в условном
обозначении на третьем месте ставится цифра 9. Из этого правила
имеются исключения:
для подшипников с номинальным диаметром: 10, 12, 15, 17
диаметр обозначается:
00, 01, 02, 03,
Если диаметр отверстия подшипника от 10 до 17 мм не
совпадает ни с одним из вышеуказанных номинальных диаметров, его
обозначают цифрой, соответствующей ближайшей номинальному
диаметру, при этом на третьем месте ставится цифра 9.
- для подшипников с внутренним диаметром до 9 мм
включительно фактический размер диаметра характеризует первая
цифра условного обозначения, при этом на третьем месте ставится
цифра 0.
Вторая цифра обозначает серию.
- для подшипников с внутренним диаметром, не равным целому
числу, в обозначении указывается размер диаметра, округленный до
единицы. На третьем месте ставится цифра 0, а на втором – цифра 4
или 5.
65
Подшипники с внутренним диаметром 0,6; 1,5; 2,5 мм и более
обозначаются дробью, в знаменателе которой указывается
действительный размер внутреннего диаметра, а в числителе – все
остальные обозначения параметров в установленном порядке.
Третья
цифра справа
обозначает
серию
диаметров
подшипников, кроме малых и не равных целому числу.
1 – основную из особо легкой серии, 2 – легкую, 3 – среднюю, 4 –
тяжелую, 5 – легкую широкую, 6 – среднюю широкую, 7 –
особолегкую серию, 8 – основную из сверхлегкой серии, 9 –
сверхлегкую серию и серию подшипников с нормальными
внутренними диаметрами неопределенной ширины.
Серия подшипников с внутренним диаметром до 9 мм
включительно обозначается цифрами 1, 2, 3, 6, 7, 8 или 9,
занимающими вторую позицию соответственно образованиями серий
диаметров.
Четвертая цифра справа обозначает тип подшипника:
0 – радиальный шариковый, 1 – радиальный шариковый
сферический , 2 – радиальный с короткими цилиндрическими
роликами, 3 – радиальный роликовый сферический, 4 – радиальный
роликовый с длинными сферическими роликами и игольчатый, 5 –
радиальный роликовый с витыми роликами, 6 – радиально – упорный
шариковый, 7 – роликовый конический, 8 – упорный шариковый, 9 –
упорный роликовый.
Пятая или пятая и шестая цифры справа обозначают
конструктивные особенности подшипников (угол контакта шариков в
радиально – упорных подшипниках, наличие встроенного уплотнения
или стопорной канавки на наружном кольце и т.д.).
Седьмая цифра справа обозначает серию габаритов
подшипников по ширине:
1 – нормальную, 2- широкую, 3, 4, 5, 6 – особо широкую, 7 – узкую, 8
– особо узкую.
Нули, стоящие левее последней значащей цифры (справа
налево), отбрасывают.
Слева и справа от основного условного обозначения
подшипника проставляются дополнительные цифровые и буквенные
обозначения, характеризующие класс точности и специальные
условия изготовления подшипника.
Класс точности подшипника указывается цифрой, отделенной
от основных цифр обозначения знаком «тире», слева.
66
Установлены следующие классы точности и их обозначения:
нормальный – 0, повышенный – 6, высокий - 5, прецизионный – 4,
сверхпрезиционнный – 2.
Перед классами точности, отделенным знаком «тире»,
проставляется номер дополнительного ряда, отвечающий величине
радиального зазора и осевой игры подшипника.
Подшипникам нормального класса точности и нормального ряда
радиального зазора дополнительные условные обозначения не
присваиваются.
Дополнительные условные обозначения подшипников справа от
основного обозначения характеризуют отличие материала или
конструкций деталей, специальные технические требования,
предъявляемые к подшипникам, например:
Д – сепаратор подшипника изготовлен из алюминиевых
сплавов;
Р – детали подшипника изготовлены из теплостойкой стали;
К – имеются конструктивные изменения в деталях подшипника;
Ш – специальные требования к подшипнику по шуму.
Цифры 1, 2, 3 и т.д. справа от дополнительных знаков Б, Г, Д, Е,
К, Л, Р, Т, У, Х, Ш, Э, Я обозначают каждое последующее исполнение
с каким – то отличием от предыдущего.
Примеры условных обозначений:
1) Подшипник 212 – шариковый радиальный подшипник легкой
узкой серии с внутренним диаметром d = 12∙5 = 60 мм нормального
класса точности.
6.4 Типовые узлы с подшипниками качения
Конструкция подшипникового узла и тип применяемого
подшипника определяют направлением, величиной и характером
действующих нагрузок (наличием радиальных и осевых сил, частотой
вращения, плавным или ударным нагружением), расстоянием между
опорами и взаимным их расположением.
Подшипники должны быть подобраны и установлены так,
чтобы обеспечить необходимое радиальное и осевое фиксирование
вала, не подвергаясь нагрузкам, вызывающим заклинивание тел
качения, возникающем при тепловых деформациях деталей узла;
перекосе вала; отклонения от перпендикулярности заплечиков вала и
корпуса к оси вращения; перетяжке при монтаже и т.д.
По способности фиксировать вал в осевом направлении опоры
подразделяют на плавающие,
- допускающие осевое перемещение вала в любом направлении
67
и фиксирующие,
- позволяющие фиксировать осевое положение вала в одном или
в обоих направлениях.
Воспринимать осевую нагрузку могут только фиксирующие
опоры.
В зависимости от конструкции узла возможны различные
сочетания плавающих и фиксирующих опор.
Схема 1. Обе опоры плавающие. Применяются в
цилиндрических редукторах и коробках передач, когда осевая
фиксация вала осуществляется какими – либо другими элементами
конструкции, например, зубьями шевронных колес или торцевыми
шайбами. Здесь плавающие опоры способствуют самоустановке вала
в осевом направлении и выравниванию нагрузки в зацеплении.
В качестве опор плавающих валов применяют радиальные
подшипники, чаще всего с короткими цилиндрическими роликами.
Наибольшее распространение получили следующие конструктивные
схемы:
Схема по рисунку 6.4а. Внутренние кольца подшипников
закреплены на валу, а наружные – в корпусе. Осевое плавание вала
обеспечивается возможным смещением внутреннего кольца
подшипников с комплектом роликов в осевом направлении
относительно неподвижного наружного кольца и происходит в
процессе вращения вала при незначительном усилии, что является
основным достоинством данной схемы.
Недостатком схемы являются:
а) необходимость применения очень жестких валов и
обеспечения высокой степени соосности посадочных поверхностей
вала и корпуса;
б) возможное значительное начальное осевое смещение колец, в
дальнейшем ничем не компенсируемое;
в) необходимость сравнительно точного изготовления деталей
по размерам l, L и обеспечения упора в отверстиях корпуса,
усложняющего их обработку.
Схема по рисунку 6.4б. Внутренние кольца подшипников
закреплены на валу, наружные имеют некоторую свободу осевого
перемещения.
Ограничение
перемещения
внутрь
корпуса
обеспечивается бортами колец подшипников, в противоположную
сторону – зазором Z.
Достоинством этой схемы является легкое плавание вала при
небольшой осевой силе, отсутствие упоров для внешних колец
подшипников в отверстиях корпуса, изготовление
деталей по
68
размерам l, L и h по свободным допускам ввиду возможного
устранения
накопленных
погрешностей
компенсаторными
прокладками К.
Рисунок 6.4
Недостатки данная схема имеет те же, что и схема по рисунку
6.4а.
Схема по рисунку 6.4в. В опорах применяют радиальные
шариковые однорядные, шариковые и роликовые двухрядные
сферические подшипники, выбор того или иного типа из которых
определяется потребной грузоподъемностью и жесткостью вала.
Внутренние кольца подшипников закреплены на валу, внешние
свободны и могут перемещаться вдоль отверстия корпуса на величину
зазора Z, устанавливаемого при сборке подбором компенсаторных
прокладок К.
69
Достоинством этой схемы, наряду с отсутствием упоров для
внешних колец подшипников в отверстиях корпуса, является также
возможность ее применения при нежестких валах и при невысокой
степени соосности посадочных поверхностей вала и корпуса.
К недостаткам данной схемы следует отнести наличие трения
наружных колец подшипников по отверстиям корпуса и
необходимость приложения значительной осевой силы для
осуществления плавания вала.
Схема 2. Одна из опор вала плавающая, вторая – фиксирующая.
По этой схеме в одной опоре устанавливают подшипник,
фиксирующий положение вала относительно корпуса в обоих
направлениях рисунок 6.5; его жестко закрепляют в осевом
направлении на валу и в расточке корпуса (опора А). Внутреннее
кольцо другого подшипника жестко закреплено на валу, внешние
кольцо не закреплено (плавающая опора Б).
Фиксирующая опора А воспринимает радиальную и
двустороннюю осевую нагрузки, плавающая Б – только радиальную.
Свободное перемещение плавающего подшипника вдоль оси
обеспечивается посадкой наружного кольца в корпус с зазором при
соответствующем зазоре Z между торцами наружного кольца
подшипника и бортом крышек или упорных заплетчиков корпуса. В
качестве плавающей обычно выполняют менее нагруженную опору.
Величины осевых перемещений валов в фиксирующих опорах
определяются осевым зазором в подшипниках, способом крепления
колец подшипников на валах и в корпусах, осевой жесткостью
подшипников.
Для увеличения жесткости в фиксирующей опоре ставят два
однорядных, рисунок 6.5б или один сдвоенный подшипник. Такую
схему применяют в цилиндрических, конических и особенно
червячных редукторах.
Основные достоинства схемы:
а) не требуется точного расположения посадочных мест по
длине, что особенно важно при расположении опор в отдельных
корпусах;
б) опоры могут быть установлены на любом расстоянии друг от
друга, так как даже значительные температурные деформации будут
компенсироваться осевым перемещением плавающей опоры;
в) высокая осевая жесткость и грузоподъемность фиксирующих
опор, особенно в случае применения двух подшипников с большими
углами конуса или двухрядных упорных подшипников.
70
Недостатки схемы – сложная
подшипников на валах и в корпусах.
конструкция
креплений
Рисунок 6.5
Схема 3. Каждая из опор ограничивает перемещение вала в
одном направлении. Данная схема отличается простотой, ее
конструктивное решение требует меньшего количества деталей,
отверстия корпуса под подшипники выполняются сквозной расточкой
за один проход, что обеспечивает большую точность посадочных
мест.
Эта схема имеет широкое применение, особенно в редукторах
при малом расстоянии между опорами. При больших расстояниях
между опорами следует учитывать возможность нарушения
нормальной работы узла (защемления тел качения) различного
удлинения вала и корпуса при нагреве. Так, при установке в опорах
радиальных подшипников для компенсации температурных
деформаций между торцами наружных колец подшипников и крышек
должен быть оставлен зазор, превышающий тепловое удлинение.
Величину зазора при расстоянии между опорами L ≤ 300 мм
71
рекомендуется принимать: Z = 0,2 – 0,3 мм в узлах с радиальными
шарикоподшипниками; Z = 0,5 – 0,1 мм в узлах с радиальными
роликоподшипниками.
Требуемый зазор обеспечивается набором прокладок,
устанавливаемых между торцом крышки и корпусом.
Конструкция
опор
с
радиально
–
упорными
шарикоподшипниками представлена на рисунке 6.6 с коническими
роликоподшипниками – на рисунке 6.7. Опоры фиксируют положение
вала в осевом направлении в обе стороны, осевой зазор регулируется
комплектом металлических прокладок, устанавливаемых между
корпусом и крышкой.
Вследствие температурных деформаций, определяемых длиной
вала, схема 3 с радиально – упорными подшипниками применяется
только при ограниченных расстояниями между зазорами. Предельное
расстояние между опорами вала определяется как типом
подшипников, так и условиями работы узла. К примеру, для схемы по
рисунку 6.6 расстояние между опорами вала червяка рекомендуется
принимать не более 200 – 250 мм.
В рассматриваемых опорах не рекомендуется применять
подшипники с большими углами контакта (α > 20°), чувствительность
которых к осевой игре вызывает значительные затруднения при
регулировке. В значительной степени жесткость опор с радиально –
упорными подшипниками зависит от схемы их установки в узле. Так,
при консольном закреплении вала конической шестерни (схемы по
рисунку 6.8) за счет увеличения базового размера L большая
жесткость узла достигается при установке подшипников по схеме
рисунок 6.8б.
Ввиду того, что валы конических шестерен короткие и осевые
температурные деформации не играют той роли, что при длинных
валах, и при сравнительно малых расстояниях между подшипниками
нагрузки, действующие на вал и его опоры, велики, жесткость
является основным требованием, предъявляемым к опорам валов
конических шестерен. Повышение жесткости подшипникового узла
позволяет уменьшить концентрацию нагрузки по длине зуба
шестерни, обеспечивает более высокую точность ее осевого
расположения.
В конструкциях узлов конических шестерен в основном
применяют конические роликоподшипники – более грузоподъемные,
менее дорогие, обеспечивающие большую жесткость вала. При
частотах вращения n >1500 мин -1 с необходимой высокой точностью
72
применяют и более дорогие шариковые радиально – упорные
подшипники.
Рисунок 6.6
Рисунок 6.7
Установка подшипников в стакан упрощает регулирование
фиксирующих опор и осевого положения вала – шестерни. По
рисунку 6.8, а регулирование подшипников осуществляют набором
прокладок, устанавливаемых между стаканом и крышкой, по рисунку
6.8б – круглой шлицевой гайкой.
6.5. Порядок проведения работы
6.5.1. По плакатам и справочникам студенты знакомятся с
классификацией
и конструкцией подшипников качения, их
условными обозначениями.
Рассматривают примеры условных обозначений подшипников.
73
Рисунок 6.8
6.5.2. Проводят необходимые замеры каждого из полученных в
комплекте основных типов подшипников, выполняют их эскизы с
основными размерами, рисунок 6.9. На эскизах подшипников
стрелками указывают направление воспринимаемых нагрузок.
6.5.3. Составляют краткую характеристику изучаемых
подшипников, в которой следует:
- отразить назначение и область их применения (возможность
восприятия нагрузок различных направлений, способность фиксации
вала в осевом направлении, возможность использования при перекосе
вала в корпусе);
74
- дать сравнительную оценку по грузоподъемности и жесткости
в радиальном и осевом направлениях.
Рисунок 6.9
6.5.4. По плакатам и атласам студенты знакомятся с типовыми
схемами опор валов.
Рисунок 6.10
6.5.5. Дается описание одной или нескольких (по указанию
преподавателя) конструкций опор вала, в котором следует:
охарактеризовать
схему,
по
которой
выполнен
рассматриваемый вал;
- указать, какая из опор является “плавающей” и какая
фиксирующей;
75
- рассмотреть используемый способ крепления и регулировки
подшипников.
На чертеже рассматриваемой конструкции показывают силы,
действующие в узла (см. пример на рисунке 6.10).
Контрольные вопросы к лабораторной работе
1. Основные детали подшипников качения и их назначение.
2. Как классифицируют подшипники качения по характеру
нагрузки, для восприятия которой они предназначены?
3. Какими особенностями обладают радиально – упорные
шарикоподшипники?
4. Какими особенностями обладают сферические двухрядные
шарикоподшипники и для каких конструкций они рекомендуются?
5. Основные виды разрушения деталей подшипников.
6. Основные требования при проектировании подшипниковых
узлов.
7.
Какие
опоры
называются
“плавающими”,
какие
“фиксирующими”?
8. Основные схемы валов с опорами.
9. Какие типы подшипников необходимо регулировать при
сборке? Способы регулировки подшипников?
76
Лабораторная работа № 7 Изучение резьбовых соединений
7.1 Цель работы – ознакомление с основными типами
резьбовых соединений, с конструктивными формами головок винтов и
гаек, с классификацией способов стопорения резьбовых деталей.
7.2 Основные типы резьбовых соединений
Основными типами резьбовых соединений являются:
соединение винтом с гайкой – болтовое соединение рисунок 7.1а,
соединение винтом, завернутым в резьбовое отверстие – винтовое
соединение рисунок 7.1б, соединение шпилькой рисунок 7.1в.
а)
б)
в)
Рисунок 7.1
В соединении винтом с гайкой затяжка возможна, если длина
ненарезанной части винта меньше суммарной толщины соединяемых
деталей
l – lo<Σδ.
В соединениях винтом или шпилькой рисунок 1б, 1в из тех же
соображений необходимо обеспечить
l – lo<δ.
77
Глубина завинчивания винтов в тело детали должна находиться
в определенных пределах. Она определяется из условия
равнопрочности резьбы и стержня винта.
Длина стальных винтов должна быть такой, чтобы обеспечить
глубину завинчивания в деталь:
из стали на
l1 = (0,8  1)∙d
из чугуна на l1 = (1,35  1,5)∙d
из бронзы на l1 = (1,2  1),3∙d
из силумина l1 = (1,4  2,0)∙d.
Шпилька завинчивается в деталь концом, имеющим меньшую
длину нарезки. Для того, чтобы шпилька не вывертывалась при
отвинчивании гайки, она должна быть завернута в деталь до конца
нарезки, т.е. до отказа.
Стандартом предусматриваются шпильки:
l1 = d – для резьбовых отверстий в стальных, бронзовых и латунных
деталях с достаточной пластичностью;
l1 = 1,25∙d – для резьбовых отверстий в деталях из ковкого и серого
чугуна;
l1 = 2∙d – для резьбовых отверстий в деталях из легких сплавов.
Исходя из приведенных рекомендаций,
студент должен
вычертить указанный преподавателем эскиз винтового соединения в
натуральную величину.
Пример. Вычертить соединение листа толщиной δ= 10 мм с
корпусной деталью из чугуна, выполненное винтом М10 по ГОСТ
17473 – 72.
Необходимая длина винта рисунок 7.2
По ГОСТ для данного винта длина винта l = 20  80 мм.
Из ряда длин принимаем l = 25 мм.
Для этого случая резьба нарезана у винта до головки. Глубина
завинчивания
l1 = l-δ=25-10=15 мм.
Глубина нарезки в отверстии равна
l1 + l2,
где l2 – длина свободного участка резьбы под торцем винта,
l2=(2 – 3)∙Р,
78
где Р – шаг резьбы, мм.
По ГОСТу для М10 шаг резьбы Р=1,5мм.
l1 + l2=15+2∙1,5=18 мм.
Глубина сверления равна
l1 + l2+ l3, Глубина нарезки в отверстии равна
l1 + l2,
где l2 – длина свободного участка резьбы под торцем винта,
l2=(2 – 3)∙Р,
где Р – шаг резьбы, мм.
По ГОСТу для М10 шаг резьбы Р=1,5мм.
l1 + l2=15+2∙1,5=18 мм.
Глубина сверления равна
l1 + l2+ l 3,
Рисунок 7.2
79
где l3 – расстояние от последних полных витков резьбы до
днища отверстия, l3=(5  6)∙Р.
l1 + l2+ l3=18+5∙1,5=25 мм.
Все винты по форме их головок можно разделить на три группы:
а) захватываемые инструментом снаружи;
б) захватываемые изнутри и с торца;
в) с головками, препятствующими повороту.
Головки с наружным захватом обеспечивают наибольшую силу
затяжки, но требуют много места для ключа. Широкое
распространение получили шестигранные головки, которые требуют
относительно небольшого поворота ключа до перехвата за следующие
грани (на 1/6, а при соответствующей конструкции ключа на 1/12
оборота) и имеют достаточную ширину последних для передачи
необходимого момента завинчивания.
В условиях частого завинчивания и отвинчивания и при
наличии свободного пространства для поворота ключа на
значительный угол применяют квадратные головки, которые при тех
же габаритах имеют более широкие грани, что обеспечивает передачу
больших моментов затяжки.
Различают три типа шестигранных головок болтов (гаек):
- болты с облегченной головкой (облегченные гайки)
рисунок7.3-I;
- болты с нормальной головкой (нормальные гайки) рисунок 7.3II;
- болты с увеличенной головкой (увеличенные гайки) рисунок
7.3-III.
В машиностроении наблюдается тенденция применять
облегченные головки болтов и гаек, так как при достаточной
прочности они обладают малыми радиальными габаритами и
небольшой массой, и позволяют создать более компактные
конструкции крепежных узлов.
Шестигранные и квадратные головки выполняют для обычных
условий эксплуатации нормальной высоты 0,7∙d (где d – наружный
диаметр резьбы). Для работы с частым завинчиванием и
отвинчиванием применяют головки увеличенной высоты, а при
стесненных по высоте габаритах и редком завинчивании и
отвинчивании – пониженной высоты, до 0,5∙d.
80
Рисунок 7.3
В условиях стесненных габаритов применяют винты с
головками, имеющими на наружной поверхности шлицы
треугольного профиля. Шлицевые головки требуют специальных
торцевых ключей и поэтому имеют ограниченное распространение
(например, в авиационных двигателях).
Головка с внутренним и торцевым захватом можно утапливать в
углублениях на деталях, что представляет большие преимущества с
точки зрения внешнего вида, габаритов и удобства обтирки машины.
Такие головки в зависимости от формы применяемого инструмента
выполняют:
- с внутренним шестигранником;
- с шлицами под обычную отвертку;
- с крестообразным шлицем под специальную отвертку.
Преимуществом винтов с внутренним шестигранником является
то, что максимальный момент затяжки из условия смятия граней
меньше момента, определенного из условия прочности винтов, и
поэтому их нельзя повредить при затягивании. Кроме того, эти винты
обеспечивают красивый внешний вид, обслуживаются простыми
ключами в виде изогнутого под прямым углом прутка шестигранного
сечения.
Головки с крестовым шлицем более совершенны, так как
крестообразный шлиц лучше сопротивляется обмятию. Они находят
применение в машинах массового выпуска.
81
Головки с внутренним и торцевым захватом по внешней форме
выполняют цилиндрическими, полукруглыми и коническими.
Основное применение имеют винты с цилиндрическими
головками. При необходимости утапливая головки и в случае малой
толщины притягиваемых деталей используют конические головки.
Для придания соединению красивой формы при невозможности
утапливания головки применяют винты с полукруглыми головками.
Головки, препятствующие провороту, можно разделить на:
- головки специальной формы с выступами или лысками,
препятствующими провороту винта при затяжке;
- круглые головки с усиком или квадратным подголовком,
вызывающими обмятие детали.
Гайки. Наибольшее распространение получили шестигранные
гайки. Высота нормальных гаек 0,8∙d. При частом завинчивании и
отвинчивании и больших усилиях затяжки применяют гайки высокие
(с высотой 1,2∙d) и особо высокие (с высотой 1,5∙d), а при малых
затяжках или в качестве контргаек – гайки уменьшенной высоты (с
высотой (0,5-0,6)∙d.
Гайки, подлежащие стопорению с помощью шплинтов,
выполняют прорезными или корончатыми. При относительно малых
(для данного номинального диаметра) осевых нагрузках применяют
круглые установочные гайки со шлицами или с отверстиями на
торцевой поверхности.
Гайки, предназначенные для малой затяжки и частого
отворачивания, выполняют в виде барашков или с накаткой. Для
штуцерно-трубных соединений используют накидные гайки.
Несмотря на то, что все крепежные резьбы удовлетворяют
условию самоторможения (β<ρ' – угол подъема резьбы меньше
приведенного угла трения), во всех резьбовых соединениях должно
предусматриваться
Стопорение
крепежных
деталей
от
самопроизвольного отворачивания вследствие вибраций, толчков и
ударов.
6.2
Исследование
способов
стопорения
резьбовых
соединений
В технике используют много способов стопорения крепежных
деталей, однако все они могут быть разбиты на три группы:
6.2.1 Стопорение наглухо, которое может быть разделено на
стопорение приваркой и стопорение пластическим деформированием.
Оба способа достаточно надежны, но требуют разрушения крепежных
деталей при демонтаже.
82
6.2.2 Стопорение дополнительным трением. Этот вид
стопорения основан на создании дополнительных сил трения,
сохраняющихся при снятии с винта внешней осевой нагрузки.
Наиболее старым способом этого вида стопорения является
контргайка, т.е. вторая гайка. В этом случае, вследствие взаимной
затяжки гаек, силы трения в резьбе сохраняются даже при разгрузке
винта.
Широкое
применение
получили
пружинные
шайбы,
обеспечивающие благодаря упругости сохранение сил трения в резьбе
при колебаниях осевой нагрузки. В конструкциях, подверженных
относительно спокойной нагрузке, применяют стопорение резьбы
посредством специальных гаек с прорезью, которые после затяжки
деформируются.
Преимуществом стопорения дополнительным трением является
возможность фиксировать крепежные детали в любом положении.
6.2.3 Стопорение специальными деталями. Основными
средствами стопорения этого типа служат шплинты и стопорные
шайбы с усиками. Широко применяется Стопорение фигурными
накладками и проволокой.
При выполнении лабораторной работы необходимо:
- рассчитать и вычертить резьбовое соединение, указанное
преподавателем;
- ознакомиться со способами стопорения резьбовых соединений, на
указанных преподавателем реальных образцах (КПП, задний мост,
ДВС и т.п.), определить вид способа стопорения.
Контрольные вопросы к лабораторной работе
1. Как подобрать необходимую длину винта?
2. Какие существуют формы головок винтов?
3.Какие существуют способы стопорения крепежных деталей?
Как их можно классифицировать?
4. Какие существуют типы шестигранных головок?
83
Литература
1. Иванов М.Н., Финогенов В.А. Детали машин. – М. : Высшая
школа, 2002. – 408 с. : ил., издание седьмое учебник для вузов
2. Иванов М.Н. Детали машин: учеб. для студентов высш. техн.
учебн. заведений. – М. : Высш. шк., 1991. – 383 с. : ил.
3. Иоселевич Г.Б. Детали машин: учебник для студентов
машиностроит. Спец. Вузов. – М. : Машиностроение, 1988. – 368 с. :
ил.
4. Перель Л.Я. Подшипники качения. Расчет, проектирование и
обслуживание опор. Справочник. – М. : Машиностроение, 1983. –
543 с : ил.
5. Решетов Д.Н. Детали машин: учебник для студентов
машиностроительных и механических специальностей вузов. – М. :
Машиностроение, 1989. – 496 с. : ил.
6. Решетов Д.Н.,. Гадолина В.Л. Руководство к лабораторным
работам по курсу “Детали машин”. Ч1 – Москва, 1970. – 356 с. : ил.
84
Приложение А
(обязательное)
Лабораторная работа №1
Определение момента трения в резьбе и на торце гайки
Группа__________Студент______________Преподаватель__________
(индекс группы)
(Ф.И.О.)
(ФИО)
1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
Характеристика испытываемого резьбового соединения и
условия смазки (таблица 1)
2. СХЕМА СБОРКИ УСТАНОВКИ:
А – для определения полного момента на ключе Тзав=Тр+Тт ,
Б – для определения момента в резьбе Тр(Тт≈0).
3. РЕЗУЛЬТАТЫ ИССЛЕДОВАНИЙ
3.3 Графики зависимости силы затяжки от момента на ключе и
коэффициента трения от удельного давления.
5
ВЫВОДЫ ПО РАБОТЕ
Отчет принял______________
“_____”______________200__г.
85
продолжение Приложения А
Таблица А1 – Испытание затяжки болта без трения на торце гайки
(с шарикоподшипником)
Параметры
Сила затяжки Fзат , Н
Условия
смазки
болта
1
Показания
индикатора 9
рисунок 1.2
динамометрической
пружины δ1
Показания
Индикат. 12
динамометрического
ключа
δ2/δ2 ср
Момент на
ключе
Тзав=Тр, Н∙мм
Приведенный угол
трения
в
резьбе φ1
Приведенный коэффициент
трения
в
резьбе f пр
Коэффициен
т трения в резьбе f р
Среднее значение коэффициента
трения в резьбе f р. ср
без смазки
при наличии
смазки
Среднее значение давлений на витках резьбы
Р р , МПа
0,25∙[Fзат]=
без
смазки
2
со
смазкой
3
Опытные данные
0,5∙[Fзат]=
0,75∙[Fзат]=
без
смазки
4
со
смазкой
5
без
смазки
6
со
смазкой
7
[Fзат]=
без
смазки
8
_____________________________________
86
со
смазкой
9
продолжение Приложения А
Таблица А2 – Испытание затяжки болта на торце гайки (с
применением специальной втулки)
Параметры
Сила затяжки Fзат , Н
Условия
смазки
болта
1
Показания
индикатора 9
рисунок 1.2
динамометрической
пружины δ1
0,25∙[Fзат]=
без
смазки
2
со
смаз
кой
3
Опытные данные
0,5∙[Fзат]=
0,75∙[Fзат]=
без
смазки
4
со
смазкой
5
Показания
индикатора
12
динамометрического
ключа
δ2/δ2 ср
Момент на
ключе
Тзав=Тр, Н∙мм
Момент сил
трения
в
резьбе Тр ,
Н∙мм
Момент сил
трения
на
торце гайки
Тт , Н∙мм
Коэффициент
трения
на
торце гайки
fт
Среднее значение коэффициента
трения
на
торце гайки
fт. ср
Давление на
торце гайки
Р т , МПа
87
без
смазки
6
со
смазкой
7
[Fзат]=
без
смазки
8
со смазкой
9
Приложение Б
(обязательное)
Лабораторная работа №2
Испытание болтового соединения, работающего на сдвиг
Группа__________Студент_____________Преподаватель_________
(индекс группы)
(Ф.И.О.)
(Ф.И.О.)
1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ.
Характеристика испытываемого болтового соединения (таблица
1).
2.
РАСЧЕТ
СИЛЫ
СДВИГА
Fr
И
МОМЕНТА
ЗАВИНЧИВАНИЯ Тзав ПРИ СИЛЕ ЗАТЯЖКИ Fзат=[Fзат] (таблица 2).
3. СХЕМА НАГРУЖЕНИЯ БОЛТОВОГО СОЕДИНЕНИЯ.
4.
РЕЗУЛЬТАТЫ
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ
ИССЛЕДОВАНИЙ.
Условия эксперимента
Характеристика
Момент на
трущихся
ключе Тзав ,
поверхН∙мм
ностей пластин
(материал, шероховатость
поверхности, наличие
смазки)
0,25∙Тзав=
0,5∙Тзав=
0,75∙Тзав=
Тзав=
Опытные данные
Показания
Сдвигающая
индиисила
(сила
катора
трения
на
динамометстыке)
рического
Fr ,Н
кольца
δ1
5. ГРАФИК ЗАВИСИМОСТИ СДВИГАЮЩЕЙ СИЛЫ ОТ
МОЕНТА
ЗАВИНЧИВАНИЯ ПО ТЕОРЕТИЧЕСКИМ И
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫМ ДАННЫМ.
6. ВЫВОДЫ ПО РАБОТЕ.
Отчет принял______________
“_____”______________200___г.
88
Приложение В
(обязательное)
Лабораторная работа №3
Определение усилий в червячной передаче и к.п.д. червячного
редуктора
Группа__________Студент______________Преподаватель__________
(индекс группы)
(Ф.И.О.)
(Ф.И.О.)
1. СХЕМА УСТАНОВКИ
2. РЕЗУЛЬТАТЫ ИССЛЕДОВАНИЙ
Таблица В1 – Опытные данные и результаты расчетов по
определению усилий в червячной передаче
Показания
индикатора
δ1
δ2
Нагрузка
(крутящий момент)
Н∙мм
Т1
Т2
Усилие на опорах
вала, Н
осе- радиальное
вое опора 1 опора 2
Fa2
Fг1
FВ1
Fг2
Опытные
значения
усилий в зацеплении, Н
FВ2
Ft1= Ft2= Fr
Fa2 Fa1
Усилия в червячной передаче в статике
Усилия в червячной передаче при вращении
89
Расчетные
Значения
усилий в зацеплении, Н
Ft1= Ft2= Fr
Fa2 Fa1
продолжение Приложения В
Таблица В2 - Опытные данные и результаты расчетов К.П.Д.
червячного редуктора
Значения крутящих
моментов, Н∙мм
Значение
К.П.Д.
Т1=μ1∙ δ1 ср
η=Т2/Т1∙U
Т2=μ2∙ δ2 ср
2780
1420
Частота вра Показания
щения
индикатора
двигателя
n, мин -1
δ1 ср
δ2 ср
3. ГРАФИКИ ЗАВИСИМОСТИ К.П.Д. ЧЕРВЯЧНОЙ
ПЕРЕДАЧИ ОТ ВЕЛИЧИНЫ КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА НА
ВЫХОДНОМ ВАЛУ РЕДУКТОРА η=f (Т2) ПРИ n=const И ОТ
ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ ВАЛА ДВИГАТЕЛЯ η=f (n) ПРИ Т2=const.
3 ВЫВОДЫ ПО РАБОТЕ
90
Приложение Г
(обязательное)
Лабораторная работа №4
Изучение инструкции, определение основных параметров,
разборка и сборка цилиндрического зубчатого редуктора
Группа ________ Студент _________ Преподаватель__________________
(индекс группы)
(Ф.И.О.)
(Ф.И.О.)
1. ТИП РЕДУКТОРА
2. ОБЩИЙ ВИД РЕДУКТОРА
Таблица Г1 - значения основных, габаритных и присоединительных
размеров редукторов
3. КИНЕМАТИЧЕСКАЯ СХЕМА РЕДУКТОРА
4. ОСОБЕННОСТИ РАЗБОРКИ,
РЕДУКОРА ДАННОГО ТИПА
91
РЕГУЛИРОВКИ
И
СБОРКИ
продолжение Приложения Г
5. СИСТЕМА СМАЗКИ
Таблица Г2 - параметры зубчатых передач и размеры зубчатых колес
Параметры зубчатых Расчетколес и передач
ная
зависимость
1
2
Межосевое расстояние
аω ,мм
Число зубьев
Передаточное
число
ступени
Диаметр вершин
зубьев da, мм
Ширина венца
зубчатого колеса
В, мм
Коэффициент
относительной
ширины колеса ψа
Окружной модуль
mt , мм
Нормальный мо
дуль mn , мм
Направление наклона
зубьев колеса
Угол наклона
зубьев по вершинам βа
, град
Угол наклона линии
зубьев на
делительном
цилиндре β, град
Коэффициент
смещения исходного контура Х
Диаметр делительной
окружности d, мм
Окружной шаг Рt , мм
Нормальный шаг
Рn , мм
Общее передаточное
число редуктора Uобщ
Значения величин
Быстроходная
ступень
шестерня колесо
3
4
92
Тихоходная
ступень
шестерня колесо
5
6
продолжение Приложения Г
Таблица Г3- параметры, характеризующие условия смазки зубчатых
передач
Параметры измерения, мм
Значения
параметров
Измерения
Расстояние от плоскости разъема до дна корпуса:
- по оси колеса тихоходной передачи hт.к.
- по оси колеса быстроходной передачи hБ.к.
- по оси шестерни быстроходной передачи hб.ш.
Расстояние от плоскости разъема до отметки
верхнего
уровня масла hм
Уклон дна корпуса i
Глубина погружения:
- тихоходного колеса hO.T/mn.T
- быстроходного колеса hO.Б/mn.Б
Зазор между дном корпуса и
- тихоходным колесом ат
- быстроходным колесом аб
8.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ
ДОПУСКАЕМОГО
КРУТЯЩЕГО
МОМЕНТА НА ВЫХОДНОМ ВАЛУ РЕДУКТОРА
9. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОТНОСИТЕЛЬНЫХ ПАРАМЕТРОВ
ПЯТНА КОНТАКТА
Отчет принял_________________ “_____”_______________200__г.
Отчет принял______________
“_____”______________200__г.
93
Приложение Д
(обязательное)
Лабораторная работа №5
Изучение конструкции, определение основных параметров,
разборка и сборка червячного редуктора
Группа ________ Студент _________ Преподаватель__________________
(индекс группы)
(Ф.И.О.)
(Ф.И.О.)
1. ТИП РЕДУКТОРА
2. ОБЩИЙ ВИД РЕДУКТОРА
Таблица Д1 - Значений основных, габаритных и присоединительных
размеров редуктора
3. КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ
РЕДУКТОРА, РЕГУЛИРОВКИ И ЗАЦЕПЛЕНИЯ.
94
И
СМАЗКИ
продолжение Приложения Д
Параметры червячного
колеса
Параметры червяка
4. ПАРАМЕТРЫ ЧЕРВЯЧНОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ.
Таблица Д2 - результатов измерений и расчета параметров червячного
зацепления
Наименование параметра
Расчетная
Результат
зависимость измерения расчета
Число заходов Z1
Шаг осевой Р1, мм
Длина
нарезанной
части В1, мм
Диаметр
вершин
витков da1, мм
Модуль осевой m, мм
Делительный диаметр
d1',
мм
(предварительное зна
чение)
Коэффициент
диаметра q
Коэффициент
смещения Х
с точностью
Делительный
угол
до секунды
подъема γ'
Делительный диаметр
d1, мм (уточненное
значение)
Начальный диаметр
dW1
Диаметр
впадин
витков df , мм
Число зубьев Z2
Диаметр
вершин
зубьев da2 , мм
Наибольший диаметр
dам2 , мм
Ширина венца В2, мм
Делительный диаметр
d2, мм
Диаметр впадин df2 ,
мм
95
продолжение Приложения Д
6 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМОГО КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА
НА ВЫХОДНОМ ВАЛУ РЕДУКТОРА.
Отчет принял______________
“_____”______________200__г.
96
Приложение Е
(обязательное)
Лабораторная работа №7
Изучение резьбовых соединений
Группа ________ Студент _________ Преподаватель__________________
(индекс группы)
(Ф.И.О.)
(Ф.И.О.)
1. Цель работы
2. Основные соотношения резьбы для заданного варианта:
- вычертить соединение ……
3. Эскиз рассчитанного резьбового соединения
4. Анализ способов стопорения резьбовых соединений:
Объект исследования
Способ стопорения
1. КПП автомобиля
КАМАЗ
2. Дифференциал автомобиля ГАЗ-53
3. Механизм рулевого
управления автобуса
ЛИАЗ
4.
5. Заключение
97
продолжение Приложения Е
Варианты заданий
Толщина δ или Σδ (мм)
Соединение
а Винтом М10 ГОСТ
1491-72
б Винтом М16 ГОСТ
1491-72
в Винтом М18 ГОСТ
17473-72
г Винтом М12 ГОСТ
17473-72
д Винтом М10 ГОСТ
17473-72
е Болтом М8 7798-70
ж Болтом М10 7798-70
з Болтом М12 7798-70
и Шпилькой М8
к Шпилькой М10
л Шпилькой М12
Материал: для деталей
чугун, бронза, силумин.
Отчет принял______________
1
5
+
2
10
+
3
15
+
4
20
+
5
25
6
30
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
винтом
+
+
+
+
+
+
соединений
7
35
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
и шпилькой: сталь,
“_____”______________200__г.
98
8
40
Содержание
Введение ……………………………………………………………… 3
Лабораторная работа № 1…………………………………………… 5
Лабораторная работа № 2…………………………………………… 14
Лабораторная работа № 3…………………………………………… 27
Лабораторная работа № 4……………………………………………. 34
Лабораторная работа № 5……………………………………………. 51
Лабораторная работа № 6 …………………………………………… 61
Лабораторная работа № 7 …………………………………………… 77
Литература ………………………………………………………………84
Приложение А …………………………………………………………..85
Приложение Б …………………………………………………………...88
Приложение В …………………………………………………………...89
Приложение Г …………………………………………………………...91
Приложение Д …………………………………………………………...94
Приложение Е …………………………………………………………...97
99