Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования
Санкт-Петербургский государственный горный институт имени Г.В. Плеханова
(технический университет)
Кафедра конструирования горных машин
и технологии машиностроения
ДЕТАЛИ МАШИН
И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ
Методические указания
к лабораторным работам для студентов механических
и технологических специальностей всех форм обучения
САНКТ-ПЕТЕРБУРГ
2008
УДК 621.01:531.8 (075.84)
ДЕТАЛИ МАШИН И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ: Методические указания к лабораторным работам / Санкт-Петербургский государственный горный ин-т. Сост.: А. В. Большунов, В. В Денегин, Е. С. Кузнецов, Г. В. Соколова. СПб, 2008. 60 с.
Методические указания к лабораторным работам по дисциплинам «Детали машин и основы конструирования» составлены для студентов специальностей 150402 «Горные машины и оборудование», 150404 «Металлургические машины и оборудование» и «Детали машин» для студентов специальностей 130503 «Разработка и эксплуатация нефтяных и газовых месторождений», 130501 «Проектирование, сооружение и эксплуатация нефтепроводов и газонефтехранилищ», 130504 «Бурение нефтяных и газовых скважин» и 220301 «Автоматизация технологических процессов и производств (в металлургии)» всех форм обучения.
Ил. 10, табл. 17.
Научный редактор проф. И. П. Тимофеев
Санкт-Петербургский горный
институт имени Г. В. Плеханова, 2008 г.
ВВЕДЕНИЕ
Настоящие методические указания к лабораторным работам по дисциплинам «Детали машин и основы конструирования» составлены для студентов специальностей 150402 «Горные машины и оборудование», 150404 «Металлургические машины и оборудование» и «Детали машин» для студентов специальностей 130503 «Разработка и эксплуатация нефтяных и газовых месторождений», 130501 «Проектирование, сооружение и эксплуатация нефтепроводов и газонефтехранилищ», 130504 «Бурение нефтяных и газовых скважин» и 220301 «Автоматизация технологических процессов и производств (в металлургии)» всех форм обучения.
Допуск к каждой лабораторной работе предваряется вступительным пояснением преподавателя и контрольным опросом.
При выполнении лабораторных работ, связанных с использованием силовых установок, обязательно ознакомление студентов с правилами техники безопасности.
Лабораторные работы выполняются бригадами из двух-трёх студентов. По мере выполнения работы, бригада ведёт протокол наблюдений (испытаний), куда заносят полученные результаты, эскизы исследуемых деталей и установок и т.п. По окончании работы протокол визирует преподаватель.
Каждый студент оформляет индивидуальный отчёт по лабораторной работе, в котором указывает её цель, основные теоретические положения, исходные и полученные данные, обработанные результаты, эскизы исследуемых деталей и установок, окончательные выводы. Отчёта должен быть оформлен в соответствии с требованиями ЕСКД.
Отчёт по каждой лабораторной работе предъявляется на проверку преподавателю с приложением протокола наблюдений (испытаний). Проверенный и подписанный отчёт подлежит защите.
Лабораторная работа № 1
Общие основы расчета и конструирования
деталей машин
Цель работы
1. Ознакомление с общими методами выбора сечений деталей при деформациях изгиба и кручения; сравнение несущей способности сечений различных видов по прочности и жёсткости.
2. Изучение факторов концентрации нагрузки и напряжений в деталях машин и способов их снижения.
3. Оценка влияния собственной и контактной жёсткости на несущую способность конструкции.
4. Изучение износостойкости и способов её повышения.
Основные критерии работоспособности и расчёта деталей машин – прочность, жёсткость, износостойкость, коррозионная стойкость, теплостойкость, виброустойчивость. Значение того или иного критерия для данной детали зависит от её функционального назначения и условий работы.
Тема 1. Выбор сечений при деформациях изгиба и кручения
Прочность является главным критерием работоспособности большинства деталей. Потеря работоспособности и разрушение детали происходят вследствие недостатка статической или усталостной прочности.
Прочность деталей, испытывающих деформации изгиба и кручения, оценивается по величине действующих (расчётных) напряжений И и кр:
; кр [кр] , (1.1)
где М и Т – изгибающий и крутящий моменты в сечении детали; W – осевой момент сопротивления сечения; Wр – полярный момент сопротивления сечения; [И] и [кр] – допускаемые напряжения изгиба и кручения.
Жёсткость – это способность детали сохранять форму и размеры под действием приложенной нагрузки. Допускаемые нормы жёсткости деталей устанавливают на основе практики их эксплуатации и расчётов.
Жёсткость при изгибе и кручении определяется по величине расчетных деформаций деталей y и :
; ; [], (1.2)
где y – вторая производная от величины прогиба; у и [y] – расчётный и допустимый прогибы балки; и [] – расчётный и допустимый углы закручивания сечений вала; E и G – модули упругости растяжения и сдвига; J и Jp – осевой и полярный моменты инерции сечения; l – длина участка вала, на протяжении которого крутящий момент не изменяется.
Для всех рассматриваемых в атласе «Основы конструирования машин» сечений приведены относительные величины геометрических характеристик W, J, Wp, Jp, площади сечений при этом одинаковые.
Так, переход от сплошного прямоугольного сечения к швеллеру повышает прочность при изгибе в 8,2 раза, при этом жёсткость сечения возрастает в 36 раз.
; .
При кручении наиболее выгодны круглые и кольцевые тонкостенные сечения. Переход от квадратного сечения к кольцевому повышает прочность при кручении в 3,7 раза, а жёсткость в 5,1 раза.
; .
Тема 2. Концентрация нагрузки и напряжений
и способы её снижения
Концентрация напряжений – явление местного резкого возрастания напряжений, обусловленное наличием факторов концентрации напряжений (кольцевые канавки, отверстия, резьба, шпоночные пазы, шлицы, галтели, резкое изменение размеров и формы, посадка с гарантированным натягом, сварка и т.д.).
Концентрация нагрузки в значительной мере снижает прочность деталей машин и часто является причиной выхода их из строя, эпюры давления при этом резко неравномерны. Концентрация нагрузки оценивается величиной коэффициента концентрации, который, например, в резьбе достигает значения 3 и более. При несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор величина коэффициента концентрации нагрузки достигает 2. Основными способами снижения концентрации нагрузки являются: повышение объёмной жёсткости деталей, применение самоустанавливающихся и рациональных конструкций, а также использование различных технологических мероприятий (завал кромок, снятие фасок, использование разгрузочных канавок).
Эффективный коэффициент концентрации напряжений К в коленчатых валах достигает значения 4. Концентрацию напряжений можно снизить и довести до минимального значения рядом конструктивных и технологических мероприятий:
- увеличением радиусов галтельных переходов и сопряжений. Например, упорная резьба, выполняемая с закругленной формой впадины R = 0,375Р (Р – шаг резьбы), обеспечивает снижение концентрации напряжений в 1,5 раза; замена прямобочных шлицев на эвольвентные снижает концентрацию напряжений в среднем в 1,65 раза;
- применением рациональной формы швов, технологической обработкой, позволяющей снять усиление сварных швов;
- исключением материала из зоны слабого нагружения (разгрузочная канавка полукруглой формы, полые конструкции валов, использование болтов со стержнем уменьшенного диаметра повышенного класса шероховатости или с полым стержнем – «упругие» болты).
Тема 3. Объёмная (собственная) и контактная жёсткости,
и способы их повышения
В ряде конструкций важно обеспечить малые деформации в определённых направлениях, влияющие на работоспособность, что достигается использованием симметрии в конструкции. В изделиях, подверженных большим нагрузкам, используется метод создания предварительных напряжений, противоположных рабочим.
Жёсткость конструкции повышается применением дополнительных ребер, перегородок, отбортовок, перемычек и т.д., созданием замкнутых контуров корпусных деталей. При конструировании соединений необходимо предусматривать, чтобы болты не вызывали существенных деформаций корпусных деталей и не искажали посадочные поверхности (разъемный корпус подшипника, фланцевая стыковка труб).
Повышенные контактные деформации связаны с малыми площадями фактического контакта. Поэтому общим методом увеличения контактной жёсткости является повышение фактической площади контакта, при этом следует учитывать и форму поверхности контакта.
Рекомендуется применение предварительного натяга, т.к. зависимость между контактными напряжениями и деформациями имеет нелинейный характер. Детали с неподвижными стыками, затянутыми с давлением более 2 МПа, могут рассматриваться как целые.
Переход от начального точечного контакта к линейному значительно (в 2,5 4 раза) повышает контактную жёсткость.
Тема 4. Износостойкость и способы её повышения
Одним из основных критериев работоспособности деталей машин является износостойкость. По причине износа из строя выходят до 95 % деталей.
Изнашивание – это процесс постепенного изменения размеров деталей в результате трения. При этом увеличиваются зазоры в подшипниках, направляющих, в зубчатых зацеплениях, в цилиндрах поршневых машин и т.п. увеличение зазоров снижает качественные характеристики механизмов и машин – мощность, кпд, надежность, точность и т.д. Изнашивание увеличивает стоимость эксплуатации, вызывает необходимость проведения дорогих ремонтных работ.
Основными способами повышения износостойкости в подшипниках, ходовых винтах, направляющих и передачах являются:
- обеспечение режимов гидродинамического и гидростатического трения;
- замена трения скольжения на трение качения;
- уменьшение работы сил трения скольжения (например, переход на резьбы с уменьшенным профильным углом);
- распределение потока мощности между несколькими контактными зонами.
В механизмах с неизбежным износом следует предусматривать возможность его периодической компенсации, что достигается:
- применением компенсаторов (набор регулирующих прокладок, использование зубьев и витков переменной толщины);
- автоматической компенсацией износа путем силового замыкания при помощи пружин, созданием предварительного натяга, использованием весовой характеристики узлов;
- обеспечением равномерности износа.
Порядок выполнения работы
1. Получить задание на работу (атлас «Основы конструирования машин»).
2. Проанализировать содержание листов 1, 5, 6, 8, 9, 10, 11 по соответствующим критериям работоспособности.
3. Выполнить эскизы указанных на листах фрагментов.
4. Составить отчёт по лабораторной работе и представить его к рецензированию и защите.
Контрольные вопросы
1. Из представленных на листе 1 сечений укажите сечение, обладающее наибольшей и наименьшей несущей способностью при деформации изгиба, кручения.
2. Какой величиной оценивается жёсткость при изгибе, кручении?
3. Почему двутавровые, швеллерные и уголковые сечения не используются при деформации кручения?
4. Оцените изменение прочности и жёсткости при переходе от одного сечения к другому.
5. Какова причина возникновения концентрации нагрузки?
6. Назовите основные способы снижения концентрации нагрузки.
7. Укажите конструкцию самоустанавливающегося сферического подшипника качения.
8. Почему нагрузка по высоте гайки распределяется неравномерно?
9. Как влияет несимметричное расположение зубчатых колес относительно опор на концентрацию нагрузки?
10. Назовите способы снижения концентрации нагрузки в плоских стыках; цилиндрических соединениях с натягом; в резьбовых соединениях; в подшипниках скольжения и качения.
11. Почему зубьям придают бочкообразную форму?
12. Назовите основные факторы концентрации напряжений.
13. Как можно уменьшить концентрацию напряжений в метрической и упорной резьбах?
14. Что такое «оптимальная» галтель?
15. Какие болты называют «упругими»?
16. Как определить, во сколько раз снижается концентрация напряжений при замене прямобочных шлицев на эвольвентные?
17. Назовите способы повышения собственной жёсткости конструкции.
18. Для какой цели применяются рёбра и перегородки?
19. Сопоставьте варианты правильной и неправильной конструкции корпусов подшипников, резьбовых креплений, фланцевых соединений.
20. Для каких кинематических пар важна контактная жёсткость?
21. Почему роликоподшипники долговечнее шарикоподшипников?
22. Укажите основные способы повышения контактной жёсткости.
23. Назовите условия обеспечения гидродинамического трения.
24. Что такое «гидростатический режим трения»?
25. Что такое «шариковинтовая пара»?
26. Объясните конструкцию шарнира качения зубчатой цепи.
27. Перечислите способы снижения вредного влияния износа.
Лабораторная работа № 2
Силовые зависимости
В ЗАТЯНУТОМ РЕЗЬБОВОМ соединении
Определение зависимости между осевой силой затяжки FА и моментом завинчивания Тзав резьбового соединения при заданных параметрах резьбы, материале болта, виде его термической обработки и классе прочности.
При завинчивании гайки, в соединении действует момент Тзав , создаваемый ключом и уравновешивающий моменты трения в резьбе Тр и на торце гайки ТТ :
|
. |
(2.1) |
В результате затяжки гайки в стержне болта возникает осевое усилие FА и окружная сила Ft , действующая по касательной к среднему диаметру резьбы.
Из теории резьбовой пары известно, что
|
; |
(2.2) |
|
|
, |
(2.3) |
где d2 средний диаметр резьбы; угол подъёма винтовой линии резьбы; приведённый угол трения в резьбе, соответствующий приведённому коэффициенту трения
,
где f коэффициент трения на горизонтальной плоскости; угол профиля витка резьбы. При = 60о (метрическая резьба) f = 1,15 f
|
, |
(2.4) |
где fТ коэффициент трения на торце гайки и опорной втулки; DСР условный средний диаметр опорной поверхности гайки (рис. 2.1):
|
(2.5) |
где S наружный размер опорной поверхности гайки (размер «под ключ»); d0 диаметр отверстия под болт.
Рис. 2.1. Болтовое соединение
В итоге зависимость между моментом и силой затяжки с учётом трения имеет вид:
|
(2.6) |
Работа выполняется на специальной установке ДМ 27М (рис. 2.2), которая состоит из двух узлов: болтового соединения с динамометрической пружиной и индикатором, динамометрического ключа с индикатором и сменными головками под гайки различного размера (рис. 2.3).
В стенках динамометрической пружины 1 имеется сквозное отверстие, в которое вставляется болт 2. Затяжка гайки 6 осуществляется динамометрическим ключом. Под головку болта устанавливается сферическая шайба 4, от проворота болт удерживается сухарём 5. Осевая сила пропорциональна величине упругой деформации сжатия динамометрической пружины и замеряется с помощью индикатора 5. Установка снабжена двумя опорными сменными втулками 7 (кулачковой и фланцевой). Фланцевая втулка опирается на упорный подшипник 8 (во второй части экспериментальных исследований она заменяет кулачковую втулку).
Рис. 2.2. Схема установки для нагружения болтового соединения
Рис. 2.3. Динамометрический ключ
Принцип действия установки основан на одновременном определении величины крутящего момента при завинчивании гайки и возникающей при этом осевой силы в стержне болта.
Величина момента завинчивания гайки пропорциональна упругой деформации изгиба стержня динамометрического ключа, которая определяется с помощью индикатора.
Числовые значения момента завинчивания и осевой силы определяются с помощью тарировочных графиков на каждый ключ и каждую пружину.
Для определения момента завинчивания ТЗАВ, фланцевую втулку в установке заменяют кулачковой втулкой, которая фиксируется непосредственно на кронштейне своими выступами. В этом случае упорный подшипник не вращается, и при затяжке соединения преодолевается одновременно как момент трения на торце гайки, так и момент трения в резьбе. Индикатор ключа фиксирует величину Тзав.
При определении момента в резьбе ТР необходимо устранить трение между торцом гайки и опорной поверхностью втулки. Для этого на болт под гайку устанавливают сменную фланцевую втулку (рис. 2.4), которая опирается на упорный шарикоподшипник. В этом случае замеряют момент трения в резьбе ТР.
Рис. 2.4. Фланцевая втулка
Момент трения на торце гайки находят из формулы (2.1):
.
Для предохранения установки и болта от поломки предварительно рассчитывают максимально допустимое усилие затяжки FA max.
Подготовка к работе
1. Получить задание для проведения лабораторной работы и соответствующую оснастку.
2. Ознакомиться с устройством и принципом действия установки.
3. По ГОСТ 8724-81 определить необходимые размеры болта и гайки. Результаты записать в табл. 2.1.
Таблица 2.1
Характеристика болтового соединения
|
№ п/п |
Наименование и обозначение параметра |
Значение для болта |
Способ определения |
|
1. |
Наружный диаметр резьбы d, мм |
По ГОСТ 8724-81 |
|
|
2. |
Шаг резьбы Р, мм |
По ГОСТ 8724-81 |
|
|
3. |
Внутренний диаметр резьбы d3, мм |
По ГОСТ 8724-81 |
|
|
4. |
Средний диаметр резьбы d2, мм |
По ГОСТ 8724-81 |
|
|
5. |
Расчётный диаметр резьбы dр, мм |
По ГОСТ 8724-81 |
|
|
6. |
Площадь расчётного сечения Ар, мм2 |
По формуле (2.8) |
|
|
7. |
Угол профиля резьбы , град. |
По ГОСТ 8724-81 |
|
|
8. |
Наружный размер опорной поверхности гайки (размер под ключ) S, мм |
Измеряется штангенциркулем |
|
|
9. |
Диаметр отверстия под болт d0, мм |
d0 = d +1 |
|
|
10. |
Средний диаметр опорной поверхности DCP, мм |
По формуле (2.5) |
|
|
11. |
Угол подъёма резьбы , град. |
По ГОСТ 8724-81 |
|
|
12. |
Предел текучести материала Т, МПа |
Справочные данные |
|
|
13 |
Допускаемое напряжение растяжения Р, МПа |
По формуле (2.9) |
|
|
14. |
Допускаемая сила затяжки FA max , Н |
По формуле (2.7) |
4. Определить допускаемую осевую силу затяжки FA max с учётом деформации кручения по формуле:
|
, |
(2.7) |
где Ар – расчётная площадь опасного сечения болта, мм2
|
, |
(2.8) |
где dр – расчётный диаметр резьбы, мм; р – допускаемое напряжение растяжения материала болта, МПа;
|
, |
(2.9) |
где Т предел текучести материала болта (для нормализованной стали Ст 3 Т = 220 МПа, для стали 45 т = 360 МПа; SТ допускаемый запас прочности, величину которого для болтов с контролируемой затяжкой можно принять в пределах 1,52,5; при неконтролируемой затяжке 2,54.
5. Записать характеристики болтового соединения в табл. 2.1.
6. Задаться числом уровней нагружения болта (i 5) и определить усилие затяжки FA i для каждого уровня (FA 1, FA 2, …, FA max).
Например, FA max = 18000 Н, i = 6.
Н;
FA 1 = 3000 Н; FA 2 = 6000 Н; …;FA 6 = FA max = 18000 Н.
7. Определить по тарировочному графику динамометрической пружины показания индикатора, соответствующие нагрузкам FA i .
8. Полученные данные записать в табл. 2.2.
Таблица 2.2
Экспериментальные значения моментов трения
|
Сила затяжки |
Момент завинчивания Тзав (при кулачковой втулке) |
Момент трения в резьбе Тр (при фланцевой втулке) |
Момент трения на торце гайки ТТ |
|||||||||||
|
Н |
В показаниях индикатора пружины |
В показаниях индикатора ключа |
По тарировочному графику, Нм |
В показаниях индикатора ключа |
По тарировочному графику, Нм |
Из построенных зависимостей, Нм |
||||||||
|
1 |
2 |
3 |
1 |
2 |
3 |
1 |
2 |
3 |
1 |
2 |
3 |
|||
Примечание. 1, 2, 3 – индексы повторных нагружений
Порядок выполнения работы
1. Установить болт и кулачковую втулку в отверстие динамометрической пружины, навернуть на болт гайку от руки до устранения осевого зазора между торцом гайки и втулкой.
2. Установить индикатор динамометрической пружины и вывести шкалу индикатора на нулевое деление.
3. Подобрать сменную головку динамометрического ключа и вывести шкалу индикатора ключа на нулевое деление.
4. Произвести ступенчатое нагружение болта осевыми силами FA i в соответствии с показаниями индикатора пружины, снимая при этом показания индикатора динамометрического ключа. Показания занести в табл. 2.2.
При плавном увеличении момента на динамометрическом ключе фиксируют максимальное показание индикатора при переходе ключа в движение, т.е. при сбросе показаний индикатора.
5. По тарировочному графику динамометрического ключа определить величины Тзав (Нм) и записать их значения.
6. Повторить эксперимент не менее трёх раз (серии 1, 2, 3).
7. Заменить кулачковую втулку фланцевой. Провести опытное определение ТР в соответствии с пунктами 26, снимая соответствующие значения показаний индикатора динамометрического ключа. По тарировочному графику динамометрического ключа определить величины ТР (Нм).
Обработка и анализ результатов работы
1. Построить в прямоугольной системе координат графики Тзав = Тзав (FA i ) и ТР = ТР (FA i ) в масштабах Т и Fa, отметив все экспериментальные точки.
2. Определить момент трения на торце гайки ТТ по графикам моментов и записать его значения в таблицу 2.2, где .
3. Определить значения коэффициентов трения для материалов резьбовой пары tg ( + ), гайки и втулки fT с использованием формул (2.3) и (2.4).
4. Сравнить полученные коэффициенты трения со справочными данными (табл. 2.3).
5. Оформить отчёт по соответствующим требованиям ЕСКД и сделать выводы по результатам работы.
Таблица 2.3
|
Материалы пар трения болт-гайка, гайка-деталь (сталь по стали) |
Коэффициент трения |
tg ( +) |
|
Без смазки |
0,150,20 |
0,400,35 |
|
Слабые следы смазки |
0,100,15 |
0,250,20 |
|
Смазанные поверхности |
0,050,10 |
0,150,10 |
Контрольные вопросы
1. Как подразделяются резьбы по назначению?
2. На какую деформацию рассчитывают болт исследуемого соединения?
3. Какие деформации испытывает резьба болтов?
4. Каковы отличительные особенности резьб для соединения труб?
5. В каких случаях применяются шпильки?
6. Как распределяется нагрузка по виткам в резьбовом соединении?
7. Каким деформациям подвергается затянутый болт под нагрузкой?
8. Как определяется угол подъёма нарезки резьбы?
9. Назовите способы стопорения резьбовых соединений.
10. Как влияет шаг резьбы на момент трения в резьбе?
11. Какими параметрами определяется момент трения в резьбе?
12. Какими параметрами определяется момент трения на торце гайки?
13. Сравните момент трения в резьбе с основным шагом и с мелким, при прочих равных условиях.
14. Как учитывают форму профиля резьбы в расчётах моментов трения?
15. Можно ли повысить момент торможения в резьбе увеличением длины свинчиваемого участка болта?
16. Какими геометрическими размерами характеризуется метрическая резьба?
17. Почему в ходовых винтах не применяют резьбу с треугольным профилем?
18. Что такое самоторможение резьбового соединения и как оно обеспечивается?
19. Дать условное обозначение резьбовой детали (болта, гайки, шпильки).
20. Назовите основные формы профилей резьбы и области их применения.
21. Что влияет на величину К.П.Д. винтовой пары?
22. Какими достоинствами обладают соединения болтами, поставленными в отверстие из-под развёртки?
23. Какие болты называют упругими?
24. Какова конструкция гайки растяжения и когда она применяется?
25. Как распределяется осевая нагрузка по высоте крепежной гайки?
26. Для какой цели применяют контргайки в резьбовых соединениях?
27. Каково соотношение напряжений среза в резьбе винта и резьбе гайки?
Лабораторная работа № 3
Определение несущей способности
шлицевого соединения
Цель работы
Ознакомление с основными типами шлицевых соединений, их условными обозначениями, способами центрирования, методиками прочностных расчётов и оценкой их несущей способности.
Шлицевое соединение представляет собой многошпоночное соединение, в котором зубья (шлицы) выполняются заодно с валом (охватываемая деталь) и втулкой (охватывающая деталь), предназначенное для передачи вращающего момента и взаимного осевого перемещения (например, шестерни коробок скоростей).
Стандартами предусмотрены три вида шлицевых соединений: прямобочные (ГОСТ 1139-80), эвольвентные (ГОСТ 6033-80), треугольные (ОСТ 100092-73).
Обозначение прямобочных шлицевых соединений валов и втулок содержит:
– букву, обозначающую поверхность центрирования;
– число зубьев z и номинальные размеры D – наружный диаметр, d – внутренний диаметр, b – ширина шлицев;
– обозначение полей допусков и посадок диаметров и ширины шлицев.
Разрешается не указывать в обозначении допуски нецентрирующих поверхностей (диаметров).
Пример условного обозначения прямобочного шлицевого соединения z = 8; d = 36 мм; D = 40 мм; b = 7 мм с центрированием по внутреннему диаметру d и посадкой по этому диаметру и по ширине шлицев b – :
d – 8 х 36 х 40 х 7 или
d – 8 х 36 х 40 х 7;
то же, при центрировании по наружному диаметру D:
d – 8 х 36 х 40 х 7;
то же, при центрировании по ширине шлицев b:
b – 8 х 36 х 40 х 7 или
b – 8 х 36 х 40 х 7.
Условное обозначение втулки и вала того же соединения при центрировании по внутреннему диаметру d:
втулка: d – 8 х 36 Н7х 40 Н12 х 7 D9 или d – 8 х 36 Н7х 40 х 7 D9;
вал: d – 8 х 36 f7х 40 а11 х 7 h9.
Обозначение эвольвентных соединений валов и втулок содержит:
– цифру, обозначающую номинальный диаметр соединения;
– модуль;
– посадку соединения в зависимости от способа центрирования (см. ГОСТ 6033-80).
Пример условного обозначения эвольвентного шлицевого соединения D = 60 мм; т = 3 мм при центрировании по боковым поверхностям:
60 х 3 х ГОСТ 6033-80,
где 9H – поле допуска ширины впадины зубьев втулки; 9g – поле допуска толщины зуба вала; то же, при центрировании по наружному диаметру D:
60 х х 3 ГОСТ 6033-80.
Условное обозначение втулки и вала того же соединения при центрировании по боковым поверхностям зубьев:
втулка: 60 х 3 х 9Н ГОСТ 6033-80;
вал: 60 х 3 х 9g ГОСТ 6033-80.
При центрировании по наружному диаметру:
втулка: 60 х Н7 х 3 ГОСТ 6033-80;
вал: 60 х g6 х 3 ГОСТ 6033-80.
Шлицевые соединения рассчитываются по напряжениям смятия на боковых поверхностях зубьев и по критерию износостойкости по следующим зависимостям:
|
(3.1) |
||
|
(3.2) |
где Т – передаваемый вращающий момент, Н·м; dm – средний диаметр соединения, мм; KH – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями (KH = 0,7 0,8); h – рабочая высота зуба, мм; l – рабочая длина соединения (длина втулки), мм; см – допускаемое напряжение смятия (табл. 3.1), МПа; изн – допускаемое напряжение на износ, МПа; изнусл – условное допускаемое напряжение при расчёте соединения на изнашивание (табл. 3.4), МПа; KN – коэффициент числа циклов; KЕ – коэффициент эквивалентности режима нагружения (табл. 3.2); Kос – коэффициент осевой подвижности соединения (табл. 3.3); Kсм – коэффициент условий смазки соединения (табл. 3.5):
; ; , (3.3)
где N – расчётное число циклов; c – размер продольной фаски зуба (справочная величина)
, (3.4)
где n – частота вращения, мин –1; Lh – срок службы соединения, час.
Для выбора условных допускаемых напряжений на изнашивание необходимо определить параметры внешней нагрузки d и :
|
, |
(3.5) |
где F – поперечная внешняя нагрузка в зубчатом зацеплении, Н:
|
, |
(3.6) |
где Ft и FR – окружное и радиальное усилия в зацеплении, Н:
; ,
w – угол зацепления передачи; – угол наклона линии зуба на делительном цилиндре колеса d.
Таблица 3.1
Допускаемые напряжения смятия в прямобочных шлицевых
соединениях с учётом практики эксплуатации
|
Тип соединения |
Условия эксплуатации |
см, МПа |
|
|
Твёрдость рабочей поверхности шлицев (зубьев) |
|||
|
≤ НВ 350 |
≥ HRC 40 |
||
|
Неподвижные (колёса редукторов) |
Тяжёлые Средние Лёгкие |
26 38 45 75 60 90 |
30 50 75 105 90 150 |
|
Подвижное без нагрузки (колёса коробок скоростей) |
Тяжёлые Средние Лёгкие |
10 15 15 20 20 30 |
15 20 20 40 35 55 |
|
Подвижное под нагрузкой (карданные валы) |
Тяжёлые Средние Лёгкие |
Не применяется |
3 8 4 10 7 15 |
Примечание. В соединениях с эвольвентными шлицами: [см] = 0,2в – для неподвижных соединений с поверхностной химико-термической обработкой; [см] = 0,1в – для подвижных соединений с поверхностной химико-термической обработкой; для соединений без химико-термической обработки значения [см] понижают в 2 раза. в – временное сопротивление материала детали.
Таблица 3.2
Коэффициент эквивалентности режима нагружения
|
Режим работы |
KE |
|
Сверхтяжёлый (0) |
1,0 |
|
Тяжёлый (I) |
0,77 |
|
Средний равновероятный (II) |
0,63 |
|
Средний нормальный (III) |
0,57 |
|
Лёгкий (IV) |
0,43 |
|
Особо лёгкий (V) |
– |
Таблица 3.3
Коэффициент осевой подвижности соединения Kос
|
Тип соединения |
Kос |
|
Неподвижное |
1,0 |
|
Подвижное без нагрузки |
1,25 |
|
Подвижное под нагрузкой |
3,0 |
Таблица 3.4
Условные допускаемые напряжения изнусл (МПа) при расчёте
неподвижных шлицевых (зубчатых) соединений на изнашивание
в соответствии с ГОСТ 21425-75
|
Относительные параметры внешней нагрузки |
Термическая обработка и твёрдость поверхностей зубьев |
||||||
|
Нормализация HRC20 |
Улучшение HRC28 |
Закалка |
Цементация, азотирование HRC 5664 |
||||
|
d |
|
HRC40 |
HRC45 |
HRC52 |
|||
|
0,60 |
0 0,25 0,50 |
38 28 18 |
42 31 21 |
55 29 25 |
69 36 32 |
75 40 35 |
83 45 40 |
|
0,50 |
0 0,25 0,50 |
47 32 22 |
55 37 26 |
67 47 34 |
85 60 42 |
92 66 45 |
100 70 50 |
|
0,42 |
0 0,25 0,50 |
65 42 35 |
76 59 41 |
90 60 50 |
116 75 63 |
125 80 65 |
140 90 75 |
|
0,35 |
0 0,25 0,50 |
72 52 38 |
85 60 45 |
105 77 60 |
130 97 75 |
140 100 80 |
160 115 90 |
Таблица 3.5
Коэффициент условий смазки соединения Kсм
|
Условия смазки |
Kсм |
|
Улучшенные (с фильтрацией масла) |
0,70 |
|
Средние (периодическая фильтрация) |
1,0 |
|
С загрязнением (без фильтрации) |
1,40 |
|
, |
(3.7) |
где Мопр – опрокидывающий момент в шлицевом соединении, Н·м:
|
, |
(3.8) |
где е – смещение середины посадочной поверхности шлицевого соединения относительно середины зубчатого венца колеса (при симметричной конструкции е = 0); Fx – осевое усилие в зацеплении , Н; dw – начальный диаметр зубчатого колеса, мм.
Приближенно ,
где z – число зубьев колеса.
Порядок выполнения работы
1. Получить шлицевую деталь с перечнем исходных данных.
2. Расшифровать обозначение соединения, указать поверхность центрирования, привести условное обозначение шлицев данной детали, выполнить эскиз детали с указанием требуемых размеров, классов шероховатостей и полей допусков.
3. Выполнить прочностной расчёт соединения или оценить его нагрузочную способность, т.е. определить [T].
4. Выполнить проверочный расчёт на изнашивание.
5. Оформить отчёт по лабораторной работе и представить его на рецензирование.
Контрольные вопросы
1. Как классифицируются шлицевые соединения по форме боковой поверхности зуба?
2. Как классифицируются шлицевые соединения по характеру относительной подвижности деталей соединения?
3. Назовите основные способы центрирования шлицевых соединений.
4. Какой способ центрирования предпочтителен в реверсивных шлицевых соединениях?
5. Какие основные параметры входят в условное обозначение шлицевого соединения: прямобочного, эвольвентного?
6. Приведите пример условного обозначения прямобочного шлицевого соединения: z = 8; d = 62 мм; D = 68 мм; b = 12 мм лёгкой серии с центрированием по внутреннему диаметру; по наружному диаметру; по ширине шлицев.
7. Приведите пример условного обозначения эвольвентного шлицевого соединения: z = 18; D = 100 мм; т = 5 мм с центрированием по боковым поверхностям зубьев, по наружному диаметру.
8. Когда используется треугольное шлицевое соединение?
9. По каким напряжениям рассчитываются шлицевые соединения?
10. Для каких соединений критерий изнашиваемости является определяющим?
11. Как влияет термическая обработка зубьев на несущую способность соединения?
12. Как влияет частота вращения и срок службы на критерий износостойкости?
13. Оцените влияние числа зубьев на несущую способность шлицевого соединения.
14. Основные достоинства и недостатки шлицевых соединений.
15. Какие материалы используются для изготовления деталей шлицевых соединений?
16. Чем обусловлено возникновение опрокидывающего момента в шлицевом соединении?
17. Как влияют условия смазки на износостойкость соединения?
18. Какие шлицы создают меньшую концентрацию напряжений?
19. Что означают цифры и буквы в обозначении эвольвентных шлицев: 7Н, 9Н, 11Н?
20. Какой диаметр является номинальным в эвольвентном шлицевом соединении?
21. С какой целью применяют смещение режущего инструмента при изготовлении эвольвентных шлицев?
Лабораторная работа № 4
Изучение конструкции
Изучение конструкции цилиндрического двухступенчатого редуктора, измерение его габаритных и присоединительных размеров, определение параметров зубчатого зацепления, расчёт допускаемой нагрузки из условия обеспечения контактной выносливости зубчатой передачи.
Зубчатые редукторы это механизмы, служащие для понижения угловых скоростей и увеличения крутящих моментов, выполненные в виде отдельных агрегатов. Зубчатые редукторы имеют широкое применение, особенно в подъёмно-транспортном, металлургическом, горном машиностроении. Наиболее распространены в машиностроении цилиндрические редукторы. Современные зубообрабатывающие станки обеспечивают изготовление цилиндрических зубчатых колёс диаметром до нескольких метров, что позволяет передавать любые мощности. В современных высокоточных передачах достигнуты окружные скорости до 120180 м/с. Срок службы цилиндрических редукторов достигает нескольких лет.
Наиболее распространённые схемы одно- и двухступенчатых редукторов с цилиндрическими колёсами показаны в табл. 4.1.
С помощью одной цилиндрической зубчатой пары (схема 1) можно изменять угловую скорость в несколько десятков раз. Однако величину передаточного числа одной цилиндрической пары нерационально назначать больше u = 810. При больших значениях одноступенчатые редукторы уступают по габаритам редукторам, в которых заданное u распределено между двумя ступенями.
Таблица 4.1
Схемы одно- и двухступенчатых редукторов
|
Номер схемы |
Схема |
Диапазон рекомендуемых передаточных чисел |
|
1. |
1 u 810 |
|
|
2. |
8 u 60 |
|
|
3. |
8 u 60 |
|
|
4. |
8 u 60 |
|
|
5. |
8 u 50 |
|
|
6. |
8 u 50 |
На схеме 2 представлен двухступенчатый редуктор. Недостаток такой схемы состоит в несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор, что вызывает неравномерное распределение нагрузки по ширине зубчатого венца вследствие деформаций подшипников, колёс и прогиба валов. Уменьшение влияния деформации валов достигается увеличением их жёсткости.
Схемы 3 и 4 разработаны для получения симметричного расположения опор относительно тихоходной (схема 3) или быстроходной (схема 4) ступени. В редукторах по схемам 3 и 4 необходимо обеспечить одинаковое участие в передаче мощности обоих зацеплений раздвоенных ступеней. Для этой цели зубчатые колёса выполняют косозубыми или шевронными, причём раздвоенные венцы имеют соответственно правый и левый углы наклона винтовых линий зубьев.
Редукторы по схемам 5 и 6 характеризуются соосным расположением ведущего и ведомого валов, что во многих случаях даёт преимущества в осевой компоновке механизмов. К недостаткам конструкции редуктора по схеме 5 относят некоторое увеличение габарита по ширине (по сравнению с несоосной схемой 2), необходимого для размещения опор валов шестерни быстроходной ступени и колеса тихоходной ступени, увеличенную длину промежуточного вала при несимметричном расположении опор относительно венцов зубчатых колёс, а также значительную недогрузку быстроходной ступени.
В схеме 6 соосного редуктора мощность от ведущего к ведомому валу передаётся двумя потоками, благодаря чему уменьшаются диаметры зубчатых колёс, окружная скорость и габаритный размер по высоте.
Детали редуктора монтируются в чугунный или стальной корпус, состоящий из основания корпуса (картера) 4 и крышки корпуса 5 (рис. 4.1). Корпус служит для размещения и закрепления деталей редуктора, восприятия возникающих при работе усилий, предохранения деталей и смазки от загрязнения.
Корпусные детали с целью увеличения поверхности охлаждения и для повышения жёсткости опор, если это требуется, снабжаются рёбрами.
Габаритными называются максимальные размеры редуктора в трёх измерениях.
Рис. 4.1. Цилиндрический редуктор
Присоединительными являются те размеры редуктора, которые необходимы для установки редуктора на раме или фундаменте. К присоединительным размерам относят размеры концов валов, расстояния от опорных поверхностей до осей валов, размеры опорных поверхностей, координаты отверстий под фундаментные болты и др.
Габаритные и присоединительные размеры редуктора типа РМ показаны на рис. 4.2.
Соприкасающиеся поверхности корпуса и крышки подвергаются чистовой обработке. Хорошее прилегание их обеспечивает герметичность стыка. При этом устраняются утечки масла. Допускается герметизация соприкасающихся поверхностей спиртовым лаком, жидким стеклом или пастой «герметик». Установка прокладок встык не допускается, так как при этом может быть нарушен характер посадки подшипников 17, 24 и других деталей. Точная взаимная установка картера и крышки (центрирование) обеспечивается двумя фиксирующими штифтами 19. Отверстия под штифты выполняют перед совместной обработкой остальных отверстий корпусных деталей. Картер и крышку стягивают при сборке болтами 9, 10 с гайками 12 и шайбами 11. Днище картера обычно имеет уклон 12° в сторону отверстия, через которое сливается масло из редуктора при его замене.
Сливное отверстие закрывают пробкой 2. Используют пробки как с конической резьбой, так и с цилиндрической. В последнем случае применяют прокладки 1 из паронита, маслобензостойкой резины или мягкого металла (медь, алюминий). Для заливки масла в редуктор, а также контроля за состоянием передач, в верхней части крышки предусматривают смотровое окно, закрываемое крышкой 7 с прокладками 8, на которой обычно закрепляют отдушину 6 с фильтрующими прокладками или без них. Отдушина позволяет избежать повышения давления воздуха в редукторе при его нагреве во время работы, а также при взбалтывании масла. Благодаря этому уменьшается вероятность утечки масла через уплотняющие устройства 15, 21 валов и плоскость разъёма. Контроль за уровнем масла, заливаемого в корпус, осуществляется при помощи трубчатых 3, жезловых, круглых и других маслоуказателей.
Опорами валов в редукторах служат подшипники скольжения или качения.
Рис. 4.2. Габаритные и присоединительные размеры редуктора (а) и вариант исполнения конца вала (б)
В рассматриваемом редукторе опорами валов являются подшипники качения 17, 24. Отверстия под подшипники закрыты сквозными 14, 20 или глухими 16, 27 крышками. Эти крышки служат также для регулирования зазоров в подшипниках. В сквозных крышках имеются уплотнения 15, 21.
Для передачи крутящего момента с вала 26 или вал-шестерён 18 и 30 на колёса 22, 28 (или в обратном направлении) служат шпонки 23, 25. В осевом направлении колёса фиксируют буртиками на валах и дистанционными втулками 13 и 29.
Транспортировка корпусных деталей, а также редуктора в собранном виде осуществляется при помощи грузовых винтов, или при помощи крюков и проушин, отливаемых вместе с корпусными деталями.
Порядок выполнения работы
1. Выполнить эскиз редуктора, замерить габаритные и присоединительные размеры редуктора и проставить их на эскизе (рис. 4.2).
2. Изучить конструкцию и назначение деталей и составить кинематическую схему редуктора.
3. Замерить межосевые расстояния awб и awт , согласовывая их с ГОСТ 2185-81 на межосевые расстояния aw цилиндрических редукторов, мм: 100; 112; 125; 140; (150); 160; 180; 200; 225; 250 и т.д.
4. Расшифровать параметры зубчатых передач, заполняя таблицу 4.2.
5. Для обеих ступеней редуктора вычислить передаточные числа:
|
, , |
(4.1) |
где z1 и z3 числа зубьев шестерён; z2 и z4 числа зубьев колёс.
6. Замерить ширину венца bw передач и рассчитать коэффициенты ширины:
|
. |
(4.2) |
Таблица 4.2
Расшифровка параметров зубчатых передач
цилиндрического двухступенчатого редуктора
|
№ п/п |
Наименование величины |
Значение для ступеней |
Способ определения |
||
|
Быстроходной |
Тихоходной |
||||
|
1 |
Вид зацепления |
Осмотр |
|||
|
2 |
Межосевое расстояние аw, мм |
Измерение |
|||
|
3 |
Числа зубьев |
шестерни zш |
Подсчёт |
||
|
колеса zк |
|||||
|
4 |
Направление линии зуба |
шестерни zш |
Осмотр |
||
|
колеса zк |
|||||
|
5 |
Передаточное число ступени u |
Формула (4.1) |
|||
|
6 |
Рабочая ширина передачи bw, мм |
Измерение |
|||
|
7 |
Коэффициент ширины передачи ba |
Формула (4.2) |
|||
|
8 |
Модуль торцовый mt, мм |
Формула (4.3) |
|||
|
9 |
Модуль нормальный m, мм |
Для прямозубых передач m=mt. Для определения m косозубых передач выполнить пункты 8.1, 8.2, 8.3. |
|||
|
9а |
Делительный угол наклона * (предварительный), градус. |
*=825о |
|||
|
9б |
Модуль нормальный m* (предварительный), мм |
Формула (4.4) |
|||
|
9в |
Модуль нормальный, стандартный m, мм |
ГОСТ 9563-60 |
|||
|
10 |
Делительный угол наклона расчётный , градус |
Формула (4.5) |
|||
|
11 |
Делительный диаметр d, мм |
шестерни |
Формула (4.6) |
||
|
колеса |
|||||
|
12 |
Диаметр вершин зубьев шестерен dаi*, мм |
Измерения |
|||
|
13 |
Коэффициент смещения инструмента xi |
Формула (4.7) |
|||
|
14 |
Диаметр вершин dа, мм |
шестерни |
Формула (4.8) |
||
|
колеса |
|||||
|
15 |
Диаметр впадин df, мм |
шестерни |
Формула (4.8) |
||
|
колеса |
|||||
|
16 |
Коэффициент перекрытия передачи |
Расчёт |
7. Рассчитать торцовый модуль mt каждой ступени (с точностью 4-ого знака после запятой):
|
. |
(4.3) |
8. Рассчитать нормальные модули ступеней m в следующей последовательности:
8.1. Задаться предварительным углом наклона линии зуба на делительном цилиндре колеса * (8°* 22,° например, cos 10° = 0,9848, cos 15° = 0,9659).
8.2. Рассчитать предварительный нормальный модуль передачи m*:
|
. |
(4.4) |
8.3. Согласовать полученное значение m* со стандартным рядом модулей (по ГОСТ 9563-60; СТ СЭВ 310-76): 1,5; 1,75; 2,0; 2,25; 2,50; 2,75; 3,0; 3,5; 4,0; 4,5; 5,0; 5,5; 6,0; 7,0; 8,0; 9,0; 10,0 и т.д.
9. Рассчитать делительные углы наклона линий зуба:
|
. |
(4.5) |
10. Рассчитать делительные диаметры зубчатых колёс di (с точностью 4-ого знака после запятой):
|
. |
(4.6) |
11. Измерить диаметры вершин шестерен быстроходной и тихоходной ступеней dаi*.
12. Рассчитать коэффициент смещения режущего инструмента:
(4.7)
13. Рассчитать диаметры вершин dai и впадин df i зубчатых колес (с точностью 2-ого знака после запятой) по формулам:
|
; |
(4.8) |
|
|
, |
где коэффициент высоты головки зуба; с* коэффициент радиального зазора исходного контура; xi коэффициент смещения режущего инструмента; y – коэффициент уравнительного смещения передачи.
По ГОСТ 13755-81 = 1,0; с* = 0,25.
14. Рассчитать коэффициент перекрытия :
|
; |
(4.9) |
|
|
; |
(4.10) |
|
|
, |
(4.11) |
где коэффициент торцового перекрытия передачи; коэффициент осевого перекрытия передачи.
15. Студент получает исходные данные для определения допускаемого момента на одну из передач редуктора Т, Нм.
16. Вычислить окружную скорость в зацеплении, м/с:
|
(4.12) |
и назначить степень точности передачи в соответствии с табл. 4.3.
Таблица 4.3
Степень точности зубчатой передачи в зависимости от окружной скорости
|
Степень точности, не ниже |
Окружная скорость, м/с, не более |
Область применения |
|
|
прямозубой |
косозубой |
||
|
6 (высокоточная) |
15 |
25 |
Высокоскоростные передачи, делительные, отсчётные и другие механизмы |
|
7 (точная) |
10 |
17 |
Передачи, работающие с повышенными скоростями и умеренными нагрузками |
|
8 (средней точности) |
6 |
10 |
Передачи общего машиностроения |
|
9 (пониженной |
2 |
3,5 |
Тихоходные передачи |
17. Вычислить допускаемые контактные напряжения:
|
, |
(4.13) |
где h limb длительный предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений Nho (табл. 4.4); Sh коэффициент безопасности, для нормализованных, улучшенных и объёмно-закалённых колёс Sh = 1,1; для цементованных, азотированных и поверхностно-закалённых колёс Sh = 1,2; Khl коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагруженности передачи, в данном расчёте принять Khl = Khl min = 1, полагая расчётное число циклов не менее базового (NHE NHO).
Для косозубой передачи принимать при расчёте
|
, |
(4.14) |
где нр min меньшее из значений нр1 и нр2 .
18. Из условия контактной выносливости зубьев определить допускаемый крутящий момент на шестерне, Нм:
|
, |
(4.15) |
где Kн коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (табл. 4.5).
19. Оформить отчёт по лабораторной работе и представить его на рецензирование.
Таблица 4.5
Коэффициент Kн , учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по ширине венца
|
Твёрдость поверхности зубьев |
||||||
|
НВ 350 |
> НВ 350 |
|||||
|
1 |
2 |
3 |
1 |
2 |
3 |
|
|
0,4 |
1,15 |
1,04 |
1,00 |
1,33 |
1,08 |
1,02 |
|
0,6 |
1,24 |
1,06 |
1,02 |
1,50 |
1,14 |
1,04 |
|
0,8 |
1,30 |
1,08 |
1,03 |
|
1,21 |
1,06 |
|
1,0 |
|
1,11 |
1,04 |
|
1,29 |
1,09 |
|
1,2 |
|
1,15 |
1,05 |
|
1,36 |
1,12 |
|
1,4 |
|
1,18 |
1,07 |
|
1,43 |
1,16 |
|
1,6 |
|
1,22 |
1,09 |
|
1,52 |
1,21 |
|
1,8 |
|
1,25 |
1,11 |
|
|
|
|
2,0 |
|
1,30 |
1,14 |
|
|
|
Примечание: 1 передачи с консольным расположением шестерни;
2 передачи с несимметричным расположением колеса по отношению к опорам;
3 передачи с симметричным расположением колеса по отношению к опорам.
Таблица 4.4
Базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев
и коэффициент безопасности Sh
|
Термическая обработка |
Твёрдость зубьев |
Марка стали |
h limb, Н/мм2 |
Sh |
|
|
на поверхностях |
в сердцевине |
||||
|
Нормализация, улучшение |
НВ 180310 |
40, 45, 40ХН, 40Х, 35ХМ, 50Г и др. |
+70 |
1,1 |
|
|
Объёмная закалка |
HRC 3850 |
40Х, 40ХН, 35ХМ и др. |
+150 |
1,1 |
|
|
Закалка при нагреве ТВЧ по всему контуру |
HRC 4555 |
HRC 2535 |
Углеродистые и легированные стали |
+200 |
1,2 |
|
(модуль m < 3 мм) |
HRC 4250 |
|
40Х, 35ХМ, 40ХН и др. |
||
|
Закалка при нагреве ТВЧ сквозная с охватом впадин |
HRC 4055 |
+200 |
1,2 |
||
|
(модуль m > 3 мм) |
HRC 4250 |
|
40Х, 35ХМ, 40ХН и др. |
||
|
Азотирование |
HV 550750 |
HRC 2440 |
40Х, 40ХФА, 40 ХН2М и др. |
8801050 |
1,2 |
|
Цементация и закалка |
HRC 5665 |
HRC 3043 |
Цементуемые стали всех марок, 12ХН2М, 12ХН3А, 18ХГТ |
1,2 |
|
|
Нитроцементация и закалка |
HRC 5665 |
HRC 3043 |
25ХГМ, 30ХГТ |
1,2 |
Контрольные вопросы
1. Что называется углом зацепления?
2. Какие существуют методы изготовления зубьев и в чём их отличие?
3. Дайте определение шага зацепления и модуля зубьев.
4. Объясните, почему рабочая часть ножки зуба подвержена большему износу, чем рабочая часть головки?
5. Что следует предпринять, чтобы повысить К.П.Д. зубчатой передачи?
6. Какая из групп зубчатых колёс в зависимости от твёрдости зубьев более экономична и почему?
7. Как определить модуль зубьев, если число зубьев шестерни z1 и диаметр её окружности вершин da1 или впадины df1 известны (при = 00 и x = 0)?
8. Что учитывает и от чего зависит коэффициент формы зуба?
9. Почему напряжение изгиба в зубьях шестерни всегда больше, чем в зубьях колеса?
10. С какой целью ширину обода шестерни принимают на 510 мм больше ширины обода колеса (при средних размерах колес)?
11. Почему проектный расчёт закрытых зубчатых передач веыполняют на контактную выносливость?
12. Какое направление наклона зуба имеет шестерня (колесо) быстроходной (тихоходной) ступени изучаемого редуктора?
13. Как влияет на работу зубчатой передачи изменение угла ?
14. Какие модули различают для косозубых колёс?
15. Почему с увеличением угла контактная и изгибная прочность косых зубьев повышается?
16. Как влияет изменение диаметров зубчатых колёс на их контактную прочность?
17. Укажите рекомендуемые углы наклона зубьев для цилиндрических косозубых передач.
18. Как влияет на размеры передачи выбор коэффициента bd ?
19. Назовите все величины, входящие в формулу (4.15), и назовите их размерности.
20. Как изменятся усилия в зубчатом зацеплении, если при том же моменте уменьшить межосевое расстояние aw ?
21. От чего зависят допускаемые контактные и изгибные напряжения?
22. Укажите характерную особенность шевронных цилиндрических зубчатых передач.
23. Укажите взаимосвязь между нормальным и торцевым модулями.
Лабораторная работа № 5
Определение основных параметров
червячного редуктора
Цель работы
Изучение конструкции червячного редуктора, измерение его габаритных и присоединительных размеров, определение параметров червячного зацепления.
Общие сведения
Червячная передача относится к зубчато-винтовым передачам и состоит из червяка, рабочие поверхности которого являются винтовыми поверхностями, и червячного колеса, линии зубьев которого имеют продольную форму. Оси червяка и колеса перекрещиваются в пространстве обычно под углом 90°. Неподвижный в осевом направлении червяк при вращении как бы ввинчивается в частично охватывающие его зубья колеса, сообщая колесу вращательное движение. Касание зубьев колеса и витков червяка происходит по линиям, благодаря чему обеспечивается сравнительно высокая несущая способность.
По условию самоторможения обычно ведущим звеном является червяк, но встречаются передачи с ведущим колесом, например, в центрифугах, в приводе к нагнетателю двигателя внутреннего сгорания и др.
Преимуществами червячных передач по сравнению с зубчатыми являются меньшие интенсивность шума и виброактивность, повышенная плавность работы, возможность получения значительного передаточного числа u в одной сопряжённой паре. Величина u обычно колеблется от 8 до 100, а чаще всего u=1063. Передача движения между скрещивающимися валами во многих случаях оказывается существенным достоинством червячных передач, обеспечивающим более рациональную компоновку машины.
В сравнении с зубчатыми, червячные передачи имеют следующие недостатки: повышенную стоимость, бόльшие потери на трение (в три – четыре раза и более), бόльшие эксплуатационные расходы, необходимость использования дефицитных бронз (за исключением тихоходных малоответственных передач).
В связи с отмеченными особенностями, червячные передачи применяют при ограниченных мощностях (обычно до 60 кВт) в тех случаях, когда предъявляются повышенные требования к плавности и бесшумности привода, а также при необходимости осуществлять передачу между скрещивающимися осями.
От материалов червячных пар требуются хорошая прирабатываемость, антифрикционность, пониженная склонность к заеданию и хорошая износостойкость.
Червяки изготавливают из стали, термически обработанной до высокой твёрдости. Наилучшей работоспособностью обладают червяки из цементуемых сталей (15Х, 20Х, 18ХГТ) с твёрдостью после закалки HRC 5563. Широко применяются червяки из среднеуглеродистых сталей (40, 45, 50, 40Х, 40ХН) с поверхностной или объёмной закалкой до твёрдости HRC 4055.
Венцы червячных колёс при высоких скоростях скольжения (от 8 до 30 м/с) изготавливают из оловянистых бронз Бр.ОФ10-1, Бр.ОНФ10-1-1 и др., а также из сурьмяно-никелевых бронз. При средних скоростях (от 2 до 8 м/с) применяют алюминиево-железистую бронзу Бр.АЖ9-4, некоторые другие безоловянистые бронзы и латуни. Для тихоходных передач можно использовать серые чугуны СЧ 15-32, СЧ 18-36 при vs 2 м/с.
В настоящее время отечественные редукторостроительные заводы выпускают универсальные червячные редукторы общемашиностроительного применения типа РЧУ по ГОСТ 13563-85, которые благодаря наличию отъёмных лап могут быть установлены в любом из положений, показанном на рис. 5.1.
Корпуса универсальных редукторов (рис. 5.2) изготавливаются из алюминиевого сплава Ал.3 и имеют высокую степень оребрения.
Корпус 4 редуктора изготовлен без разъёма. Монтаж червячного колеса 5 осуществляют через крышку 6, а подшипники 15 колеса устанавливают в специальных стаканах 13 и 17. Червячное колесо 5 в целях экономии цветных металлов выполняют в виде зубчатого венца на ступице. Вал 19 червячного колеса установлен в ступице с помощью шлицевого соединения. Опорами червяка 9 служат подшипники 11, которые устанавливаются «в распор». Регулируют зацепление набором прокладок 2, 7, 14, 16, устанавливаемых между прижимными крышками 1 и 10 червяка и корпусом, стаканами 13 и 17 и корпусом.
|
a) |
б) |
|
в) |
г) |
Рис. 5.1. Схемы червячных пар: а – горизонтальный червяк под колесом;
б – горизонтальный червяк над колесом; в – боковое расположение червяка;
г – вертикальное расположение червяка
Основной вид смазки редуктора – смазка окунанием. При нижнем расположении червяка уровень масла обычно назначают так, чтобы витки червяка были полностью погружены в масло. Часто для повышения нагрузочной способности уровень масла повышают до оси червяка и выше. Уровень масла при верхнем расположении червяка существенного значения не имеет. Для контроля уровня масла применяют маслоуказатель 3. Для заливки масла и контроля пятна контакта зубьев колеса и витков червяка при регулировке зацепления используют крышку 6 редуктора. В нижней части редуктора установлена пробка 12 для слива отработанного масла.
Рис. 5.2. Червячный редуктор типа РЧУ
Для устранения утечки масла и попадания внутрь редуктора пыли и грязи, в сквозной крышке 10 червяка и в стакане 17 колеса установлены уплотнения манжетного типа 8 и 18.
Для установки редуктора на раме или фундаменте могут быть использованы отъёмные лапы 20.
Габаритными называют максимальные размеры редуктора в трёх измерениях. Присоединительными являются те размеры редуктора, которые необходимы для выбора сопряжённых с ним деталей, а также для установки его на раме или фундаменте (рис. 5.3).
Цилиндрические червяки выполняют с линейчатыми и нелинейчатыми боковыми поверхностями витков.
Боковые поверхности линейчатых червяков являются следом прямой линии, совершающей винтовое движение постоянного шага.
Если прямая проходит через ось (торцовое сечение очерчено спиралью Архимеда), то червяк называют архимедовым. Если же сечения боковых поверхностей витков плоскостью, перпендикулярной впадине или витку, прямолинейны, то червяк называют конволютным.
Нелинейчатую винтовую поверхность имеют эвольвентные червяки. Профиль витка этих червяков в сечении, перпендикулярном к оси, очерчен по эвольвенте круга, поэтому червяк можно рассматривать как эвольвентное косозубое зубчатое колесо с малым числом зубьев и большим углом наклона.
В действующих стандартах (ГОСТ 19036-73, СТ СЭВ 226 76, ГОСТ 18498-73, ГОСТ 1965-74 и др.) червячным передачам с архимедовым червяком присваивается обозначение ZA, с эвольвентным – ZI, с конволютными червяками – ZN1 и ZN2 соответственно при прямолинейном очертании боковых сторон в нормальном сечении витка и в нормальном сечении впадин.
Основные параметры зацепления червячных передач, осевой модуль червяка m и коэффициент диаметра червяка q, стандартизированы (табл. 5.1).
Рис. 5.3. Габаритные и присоединительные размеры червячного редуктора типа РЧУ
Таблица 5.1
Осевые модули m и коэффициенты диаметра червяка q по ГОСТ 19672-74
|
m, мм |
2 |
2,5 |
3,15 |
3,5* |
4 |
5 |
6,3 |
|
q |
8,0 10,0 12,5 16,0 18,0 |
8,0 10,0 12,5 16,0 18,0 |
8,0 10,0 12,5 16,0 18,0 |
10,0 12,0 14,0 |
8,0 (9,0) 10,0 12,5 16,0 18,0 |
8,0 10,0 12,5 16,0 18,0 |
8,0 10,0 12,5 14,0 16,0 20,0 |
|
m, мм |
7* |
8 |
10 |
12,5 |
14* |
16 |
20 |
|
q |
(12,0) |
8,0 10,0 12,5 16,0 20,0 |
8,0 10,0 12,5 16,0 20,0 |
8,0 10,0 12,5 16,0 20,0 |
8,0 |
8,0 10,0 12,5 16,0 |
8,0 10,0 |
Примечание: * – 2-й ряд
Для унификации режущего инструмента, используемого при изготовлении червячных передач, в ГОСТ 2144-76 предусмотрены только правые червяки с числом заходов z1 = 1; 2; 4. Число зубьев колеса z2 не регламентировано, но z2 min = 26÷28 из условия отсутствия подрезания ножки зуба.
Длина нарезанной части червяка b1 приведена в табл. 5.2. Для шлифуемых и фрезеруемых червяков полученную в табл. 5.2 длину следует увеличить: при m 10 мм на 25 мм, при m > 10 мм на 4050 мм.
Таблица 5.2
Минимальная длина нарезаемой части червяка,
отнесённая к модулю, b1 / m
|
Коэффициент смещения х |
z1 = 1 и 2 |
z1 = 4 |
|
0 – 0,5 – 1 + 0,5 + 1 и более |
11 + 0,06 z2 8 + 0,06 z2 10,5 + z2 11 + 0,1 z2 12 + 0,1 z2 |
12,5 + 0,09 z2 9,5 + 0,09 z2 10,5 + 0,1 z2 12,5 + 0,1 z2 13 + 0,1 z2 |
Основные размеры червячной пары показаны на рис. 5.4.
Формулы и рекомендуемые данные для определения основных размеров червячной пары приведены в табл. 5.3 (по ГОСТ 19650-74).
Рис. 5.4. Основные параметры червячного зацепления
Таблица 5.3
Основные размеры червячной пары
|
№ п/п |
Величина и размерность |
Обозначения и расчётные формулы |
|
1. |
Коэффициент смещения |
x=aw/m0,5(q+z2) |
|
2. |
Осевой шаг червяка, мм |
P=m, = 3,14159 |
|
3. |
Радиальный зазор, мм |
c=0,2m |
|
4. |
Диаметр червяка, мм |
|
|
делительный |
d1=qm |
|
|
начальный |
dw1=(q+2x)m |
|
|
5. |
Угол подъёма витка червяка |
|
|
на делительном цилиндре |
=arctg(z1/q) |
|
|
на начальном цилиндре |
w=arctg(z1/(q+2x)) |
|
|
6. |
Угол главного профиля, градус. |
=20o |
|
7. |
Коэффициент высоты |
|
|
головки |
=1 |
|
|
ножки |
=1,2 |
|
|
8. |
Высота, мм |
|
|
головки витка |
||
|
ножки витка |
||
|
9. |
Диаметры червяка, мм |
|
|
вершин |
||
|
впадин |
||
|
10. |
Делительный (начальный) диаметр колеса в средней плоскости зацепления, мм |
|
|
11. |
Диаметры колеса в средней плоскости зацепления, мм |
|
|
вершин зубьев |
||
|
впадин зубьев |
||
|
12. |
Наибольший диаметр колеса, мм |
|
|
13. |
Передаточное число передачи |
u=z2/z1 |
|
14. |
Ширина венца колеса, мм |
b20,75da1, при z1=1 и 2 |
|
b20,67da1, при z1=4 |
Порядок выполнения работы
1. Ознакомиться с конструкцией изучаемого редуктора, дать краткое описание его, обратив внимание на взаимное расположение червяка и червячного колеса, конструкцию корпуса, червяка и колеса, опорных узлов, изобразить кинематическую схему редуктора.
2. Измерить габаритные и присоединительные размеры редуктора. Произвести разборку редуктора. Выполнить схематический чертёж редуктора на базе рис. 5.3, с указанием габаритных и присоединительных размеров.
3. Измерить основные размеры червяка и червячного колеса: межосевое расстояние aw, осевой шаг P для нахождения осевого модуля m (при этом Р получен путём двух последовательных замеров осевой длины червяка с разностью в один выступ), длину нарезанной части червяка b1 , ширину червячного колеса b2; определить число заходов червяка z1 и подсчитать число зубьев колеса z2.
Измеренное межосевое расстояние округлить до стандартного. Осевой модуль червяка m* = P*/ согласовать с ГОСТом по табл. 5.1. Рассчитать коэффициент диаметра червяка q по формуле , предварительно замерив диаметр вершин витков червяка и согласовать q с ГОСТом (табл. 5.1).
4. Произвести расчёт основных размеров червячной пары в последовательности, указанной в табл. 5.3.
5. Выполнить рабочий эскиз колеса или червяка.
6. Оформить отчёт по лабораторной работе и представить его на рецензирование.
Контрольные вопросы
1. Объясните, почему зубья червячного колеса имеют дугообразную форму?
2. Почему червячную передачу не рекомендуется применять при больших мощностях?
3. Как определяется направление винтовой линии и заходность червяка?
4. Из каких соображений выбирают число заходов червяка z1 ?
5. Объясните, почему осевое усилие червяка всегда больше окружного и радиального усилий?
6. Изменится ли направление вращения червячного колеса, если червяк перевести из нижнего положения в верхнее, сохраняя прежнее направление его вращения?
7. Почему расчёт червячных передач на прочность ведётся по зубу колеса, а не по витку червяка?
8. Какие материалы применяются для изготовления венцов червячных колёс?
9. Почему число зубьев червячных колес обычно принимают не менее 28?
10. Какие параметры зацепления червячных передач являются основными?
11. Какие типы червяков применяются в червячных передачах?
12. Какое число заходов могут иметь червяки в червячных передачах?
13. Какие требования предъявляют к материалам червячных пар?
14. Какие схемы расположения червяка и червячного колеса применяются в редукторах типа РЧУ?
15. При каком коэффициенте смещения диаметр начальной окружности червяка совпадает с его делительным?
16. Какова цель оребрения корпуса редуктора?
17. На основе какого параметра назначается материал венца червячного колеса?
Лабораторная работа № 6
Изучение подшипников качения
Изучение конструкций, классификации и условных обозначений в маркировке основных типов подшипников качения.
Подшипники качения изготавливают из высококачественных высокоуглеродистых хромистых сталей типа ШХ (11,2 % С, 0,41,65 % Cr). Тела качения выполняют из сталей ШХ6, ШХ9, ШХ15, кольца из сталей ШХ9, ШХ15, ШХ15СГ, а для крупных подшипников из стали 20Х2Н4А. Подшипники для работы в агрессивных средах выполняют из коррозионно-стойкой стали типа 95Х18.
Основные признаки классификации: направление действия воспринимаемой нагрузки, форма тел качения и число их рядов, конструктивные особенности подшипника, класс точности.
По направлению действия воспринимаемой нагрузки подшипники делят на три группы: радиальные, воспринимающие только радиальную нагрузку; упорные, предназначенные только для осевой нагрузки; радиально-упорные, предназначенные для восприятия радиальной и осевой нагрузки, одновременно.
По форме тел качения различают шариковые и роликовые подшипники. Существуют следующие виды роликов: короткие цилиндрические, длинные цилиндрические, игольчатые, витые, конические, сферические, сфероконические.
По числу рядов тел качения подшипники выполняют однорядными, двухрядными и многорядными.
Отдельные типы подшипников выполняют самоустанавливающимися, а также с различными конструктивными изменениями: с защитными уплотнительными шайбами и кольцами, коническими посадочными отверстиями, канавками, упорными заплечниками и т.п.
Подшипники качения имеют различную статическую и динамическую грузоподъёмности и частоту вращения, соотношения которых по типам подшипников даны ниже:
|
Тип подшипника |
Обозна-чение |
Грузо-подъём-ность, % |
Предельная частота вращения, % |
Допустимая окружная скорость на среднем диаметре, м/с |
|
Шариковый радиальный однорядный |
0000 |
100 |
100 |
1030 |
|
Шариковый радиальный двухрядный сферический |
1000 |
80 |
90 |
1020 |
|
Роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами |
2000 |
150 |
100 |
1020 |
|
Шариковый радиально-упорный |
6000 |
120 |
100 |
1020 |
|
Роликовый радиально-упорный однорядный конический |
7000 |
170 |
70 |
515 |
|
Шариковый упорный одинарный |
8000 |
|
30 |
510 |
Относительная долговечность шариковых и роликовых подшипников разных серий диаметром 100 мм при одинаковой нагрузке и частоте вращения показана ниже:
|
Лёгкая серия |
Средняя серия |
Тяжёлая серия |
|
|
Шариковый |
1 |
4 |
15 |
|
Роликовый |
4 |
25 |
150 |
Радиальный однорядный шарикоподшипник (тип 0000) воспринимает радиальную нагрузку, а также осевую в обе стороны, не превышающую 70 % разности между радиальной допустимой и действующей нагрузками.
Подшипник фиксирует осевое положение вала в обоих направлениях в пределах осевого зазора и допускает перекос осей колец до 0,25о(15′). Благодаря невысокой стоимости, простоте монтажа и особенности воспринимать комбинированную (радиальную и ограниченную осевую) нагрузку, радиальный шарикоподшипник получил наибольшее применение среди других типов.
Радиальный двухрядный сферический шарикоподшипник (тип 1000) применяют в узлах с нежесткими валами, а также в конструкциях с отдельными опорами. Этот подшипник самоустанавливающийся, воспринимает радиальную и ограниченную осевую нагрузки, допускает относительный перекос внутреннего и наружного колец до 3°.
Радиальные роликоподшипники выпускают в нескольких конструктивных разновидностях, отличающихся наличием упорных бортов и различием в их расположении на внутреннем и наружном кольцах.
Подшипник с короткими цилиндрическими роликами (тип 2000) воспринимает значительную радиальную нагрузку и не предназначен для осевой нагрузки, по быстроходности не уступает радиальному шарикоподшипнику, а по грузоподъёмности превосходит его примерно в 1,5 раза. Однако этот подшипник требует большой точности в соосности посадочных поверхностей, иначе могут возникать кромочные давления роликов на дорожках качения, резко снижающие срок службы подшипника.
Подшипник с игольчатыми роликами (тип 74000) применяют в узлах с диаметральной компактностью, а также при работе в колебательном режиме. Осевую нагрузку игольчатый подшипник не воспринимает, очень чувствителен к прогибам валов и несоосности посадочных поверхностей. Игольчатые подшипники могут работать без внутреннего кольца, или без наружного кольца или с иглами в сепараторе без обоих колец.
Радиально-упорный шарикоподшипник (тип 6000) воспринимает комбинированную нагрузку (радиальную и осевую одновременно). Осевая грузоподъёмность при этом зависит от номинального угла контакта подшипника, который может быть равным 12°, 26° и 36° (соответственно для подшипников типа 36000, 46000 и 66000). Подшипники с большими углами контакта (26° и 36°) предназначены для больших осевых нагрузок, которые могут превышать действующую радиальную нагрузку.
Эти типы радиально-упорных подшипников осевую нагрузку воспринимают в одном направлении, поэтому для двухсторонней фиксации вала их устанавливают попарно.
Радиально-упорные подшипники чувствительны к перекосам осей колец, требуют жестких валов. Установка этих подшипников в распор допустима лишь при небольшой длине вала между опорами (L/dоп 6 8, где dоп – диаметр цапфы вала)
Конические роликоподшипники (тип 7000) допускают раздельный монтаж и демонтаж колец внутреннего с комплектом роликов, и наружного. При монтаже и в эксплуатации требуют тщательной регулировки осевых зазоров.
Радиально-упорные однорядные подшипники с коническими роликами воспринимают радиальную и осевую нагрузку в одном направлении, поэтому для фиксации вала в осевом направлении их устанавливают попарно.
С увеличением номинального угла контакта подшипника осевая грузоподъёмность его возрастает. Грузоподъёмность радиально-упорного роликового подшипника выше, чем у такого же по размерам радиально-упорного шарикового подшипника.
Упорный одинарный шарикоподшипник (тип 8000) воспринимает только осевую нагрузку. Однорядный подшипник воспринимает нагрузку одного направления, а двойной (тип 38000) нагрузку обоих направлений по оси вала. Подшипник предназначен для невысокой частоты вращения.
Маркировка подшипников стандартизирована (ГОСТ 520-71). На торце одного из колец подшипника маркируют обозначение подшипника и номер завода-изготовителя. Условными цифрами маркируют внутренний диаметр, серию, тип, конструктивные особенности; кроме того, слева от основного шифра указывают цифрой, отделённой тире (или слитно буквами), класс точности подшипника.
Точность подшипника определяется точностью выполнения основных размеров колец и точностью вращения подшипника (радиальным биением дорожек качения, биением торца относительно оси отверстия). ГОСТ 520-71 устанавливает следующие классы точности подшипников (в порядке повышения точности): 0, 6, 5, 4, 2.
Ранее (по ГОСТ 520-55) точность подшипников обозначалась буквами, соответствующими классу точности изготовления внутреннего и наружного колец: П повышенный (кл. 6), В высокий (5), А особо высокий (4), С сверхвысокий класс точности (2), а также ВП, АВ или СА соответственно промежуточный класс точности. Нормальный класс точности (0) на подшипниках не маркируют.
Расшифровка подшипников проводится справа налево.
Для подшипников с внутренним диаметром от 20 до 495 мм две первые цифры справа в обозначении составляют число, равное посадочному диаметру в миллиметрах, делённому на пять.
Для подшипников с внутренним диаметром от 20 до 10 мм посадочный диаметр вала обозначают иначе:
|
Диаметр вала, мм |
10 |
12 |
15 |
17 |
|
Последние цифры в обозначении |
00 |
01 |
02 |
03 |
Для подшипников с внутренним диаметром до 10 мм правая цифра в обозначении есть размер внутреннего диаметра в миллиметрах; при этом на третьем месте справа в шифре подшипника проставляется 0, а вторая цифра справа обозначает серию диаметров.
Третья цифра справа в маркировке подшипника с внутренним диаметром более 10 мм обозначает серию диаметров. Различают серии 09, например, сверхлёгкие 9 и 8, особо лёгкую 1, лёгкие 2 и 5, среднюю 3, тяжёлую 4.
Четвёртая цифра справа обозначает тип подшипника: 0 радиальный шариковый; 1 радиальный сферический; 2 радиальный с короткими цилиндрическими роликами; 3 радиальный роликовый сферический; 4 радиальный роликовый с длинными цилиндрическими роликами или игольчатый; 5 радиальный роликовый с витыми роликами; 6 радиально-упорный шариковый; 7 радиально-упорный с коническими роликами; 8 упорный шариковый; 9 упорный роликовый.
Пятая (или пятая и шестая) цифры справа обозначают конструктивные особенности подшипника (угол контакта, канавки на кольцах и т.п.)
Изменение материалов деталей подшипника, дополнительные требования по шуму, шероховатости обработки, радиальному зазору и др. маркируют справа и слева от условного обозначения подшипника дополнительными буквами.
Буквы слева от условного обозначения подшипника характеризуют специальные требования к радиальному зазору и к моменту трения.
Дополнительные буквы справа от условного обозначения характеризуют следующие дополнительные признаки:
Ю все детали подшипника (или часть) выполнены из нержавеющей стали;
Х кольца и тела качения (или только кольца) из цементуемой стали;
Р детали подшипника из теплостойкой стали;
Г сепаратор массивный из чёрных металлов;
Б сепаратор из безоловянного сплава;
Д сепаратор из алюминиевого сплава;
Л сепаратор из латуни;
Е сепаратор из пластических материалов (текстолита и др.);
Я кольца, тела качения из редко применяемых материалов (стекла, керамики, пластмассы и др.);
К конструктивные изменения деталей подшипника заводом-изготовителем;
Ш специальные требования к подшипнику по шуму;
У дополнительные требования к шероховатости обработки поверхностей деталей, к радиальному зазору, к осевой игре и т.д.; покрытия свинцевание, анодирование, кадмирование и т.п.;
С подшипник закрытого типа при заполнении специальной смазкой;
Т специальные требования к температуре отпуска деталей, твёрдости и механическим свойствам;
Э детали подшипника из стали ШХ со специальными присадками (ванадий, кобальт и др.);
Н изменение ширины внутреннего кольца (для конических подшипников).
Седьмая цифра справа в маркировке подшипника обозначает серию по ширине, а для упорных подшипников серию по высоте. Например, различают серии по ширине: узкие 0, 9 и 7, нормальные 0 и 1, широкие 2, 5, 6 и 3, особо широкую 4.
Пример расшифровки условных обозначений подшипников приведён в таблице 6.1.
Полная маркировка подшипника содержит семь цифр. Усечённая маркировка может содержать три, четыре или пять цифр, при этом третья цифра справа указывает одновременно на серию диаметров и серию ширины.
Порядок выполнения работы
1. Получить набор подшипников.
2. Изучить устройство подшипников, выполнить раскрывающие конструкцию эскизы подшипников в сборе с указанием основных размеров. На эскизах указать стрелками направления воспринимаемых нагрузок (R, A, R и A).
3. Расшифровать обозначения в маркировках подшипников. Определить рекомендуемые условия применения каждого заданного типа подшипника. Дать краткую характеристику каждому подшипнику; выяснить, обеспечивает ли подшипник фиксацию вала в осевом направлении, допускает ли подшипник перекосы вала в корпусе (если да, то в каких пределах); оценить относительную грузоподъёмность подшипника, указать С, Со и nпред .
4. Результаты расшифровки каждого типоразмера занести в таблицу (см. таблицу 6.1).
Пример краткой характеристики подшипника 2315: предназначен для радиальных нагрузок, требует точного монтажа, применяется для жёстких конструкций, осевой фиксации не обеспечивает; динамическая грузоподъёмность С = 142 кН, статическая грузоподъёмность Со = 112 кН, предельная частота вращения nпред = 4000 мин-1.
5. Оформить отчёт по лабораторной работе и представить его на рецензирование.
Контрольные вопросы
1. Из каких деталей состоит подшипник качения?
2. Каковы преимущества подшипников качения по сравнению с подшипниками скольжения?
3. Каковы недостатки подшипников качения по сравнению с подшипниками скольжения?
4. Какие силы воспринимают различные подшипники качения?
5. По каким признакам классифицируют подшипники качения?
6. Какие формы тел качения применяют в подшипниках?
7. Какие материалы применяют для тел качения в подшипниках?
8. Какие типы подшипников качения имеют наибольшую грузоподъёмность?
9. Какие типы подшипников качения наиболее быстроходны?
10. Какие материалы применяют для подшипниковых колец?
11. Для чего применяют сепараторы в подшипниках качения?
12. Из каких материалов выполняют сепараторы в подшипниках качения?
13. Какими параметрами характеризуют подшипники качения?
14. Что понимают под грузоподъёмностью подшипника качения (статической, динамической)?
15. Какими характеристиками определяют точность подшипника качения?
16. Как определить класс точности подшипника качения по его маркировке?
17. Чем отличается подшипник радиально-упорный от радиального и от упорного подшипников?
18. Каковы причины шума при работе подшипника качения?
19. Какова роль смазки в подшипниках качения?
20. Какие смазки применяют в подшипниках качения и какая из них наиболее эффективна?
21. Как определить тип подшипника качения по его маркировке?
22. Как определить серию диаметров подшипника качения по его маркировке?
23. Каковы отличительные признаки серий подшипников качения по ширине и как их маркируют?
24. Как определить внутренний диаметр подшипника качения по его маркировке?
25. Что характеризуют буквы, расположенные справа от основной маркировки подшипника качения?
26. Где располагают признаки конструктивных особенностей подшипника качения в его маркировке?
Таблица 6.1
Результаты расшифровки обозначений подшипников (пример)
|
Обозначение |
Класс точности |
Серия ширин |
Конструктивные особенности |
Тип подшипника |
Серия диаметров |
Внутренний диаметр |
Отличительные признаки |
|
6-2007108 |
6 Повышенный |
2 Широкая |
00 |
7 Конический роликовый |
1 Особо лёгкая |
08 58=40 мм |
|
|
36207Е |
Нормальный |
2 Узкая |
3 Угол контакта 12° |
6 Радиально-упорный шариковый |
2 Лёгкая |
07 57=35 мм |
Е Сепаратор текстолитовый |
|
2-46306Л |
2 Прецизионный |
3 Узкая |
4 Угол контакта 26° |
6 Радиально-упорный шариковый |
3 Средняя |
06 56=30 мм |
Л Сепаратор латунный |
|
4074109 |
Нормальный |
4 Особо широкая |
07 С двумя массивными кольцами |
4 Игольчатый |
1 Особо лёгкая |
09 59=45 мм |
|
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
СОДЕРЖАНИЕ
Введение ........................................................................................................…. 3
Лабораторная работа № 1….............………….……………………………… 4
Лабораторная работа № 2 ………………..……..………………………….... 11
Лабораторная работа № 3 ..……………………….…………………………. 20
Лабораторная работа № 4 ........................................…............................…… 27
Лабораторная работа № 5 ..............…….......................................................... 40
Лабораторная работа № 6 ...........................................................….……….... 51
Библиографический список .…………………………………………….…. 60