Методичні вказівки з Інші. Робота № 525337

Перехід до торгівельного партнера Binance

Інформація про навчальний заклад

ВУЗ:

Національного університету водного господарства та природокористування

Інститут:

Не вказано

Факультет:

Інженерна механіка

Кафедра:

Не вказано

Інформація про роботу

Рік:

2007

Тип роботи:

Методичні вказівки

Предмет:

Інші

Завантажити

Частина тексту файла (без зображень, графіків і формул):

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ НАЦІОНАЛЬНИЙ УНІВЕРСИТЕТ ВОДНОГО ГОСПОДАРСТВА ТА ПРИРОДОКОРИСТУВАННЯ КАФЕДРА ТЕПЛОЕНЕРГЕТИКИ ТА МАШИНОЗНАВСТВА 034-98 МЕТОДИЧНІ ВКАЗІВКИ до виконання лабораторних робіт з дисципліни «Деталі машин» для підготовки бакалаврів напряму 0902 «Інженерна-механіка» Рекомендовано до друку методичною комісією напряму «Інженерна механіка» Протокол №4 від 25 квітня 2007 р. РІВНЕ 2007 Методичні вказівки до виконання лабораторних робіт з дисципліни «Деталі машин» для підготовки бакалаврів напряму 0902 «Інженерна-механіка» /Стрілець В.М., Шинкаренко І.Т., Похильчук І.О. – Рівне: НУВГП, 2007. – 35 с. Упорядники: В.М. Стрілець, доцент, к.т.н. І.Т. Шинкаренко, доцент, к.т.н. І.О. Похильчук, асистент. Відповідальний за випуск М.А.Приходько, д.т.н., завідувач кафедри теплоенергетики та машинознавства. З М І С Т Вступ................................................................................................ 3 Лабораторна робота №1................................................................. 3 Лабораторна робота №2................................................................. 6 Лабораторна робота №3................................................................. 10 Лабораторна робота №4................................................................. 16 Лабораторна робота №5................................................................. 21 Лабораторна робота №6................................................................. 25 Лабораторна робота №7................................................................. 28 Лабораторна робота №8................................................................. 32 Література....................................................................................... 35 © Стрілець В.М., Шинкаренко І.Т., Похильчук І.О., 2007 © Національний університет водного господарства та природокористування, 2007 В С Т У П Курс «Деталі машин» студенти вивчають на лекціях, практичних і лабораторних заняттях, при виконанні розрахунково-графічних робіт та курсового проекту. Засвоєння даного курсу полегшується проведенням лабораторних занять, де теорія зближається з практикою, унаочнюється навчальний процес. Робота в лабораторії привчає студентів до вирішення практичних інженерних задач, прищеплює навики користування вимірювальною технікою та проведення експериментальних досліджень. Методичні вказівки до виконання лабораторних робіт з курсу «Деталі машин» призначені для студентів спеціальностей «Підйомно-транспортні, будівельні, дорожні, меліоративні машини і обладнння», «Автомобілі і автомобільне господарство» та «Обладнання хімічних виробництв і підприємств будівельних матеріалів». Дані методичні вказівки дозволяють забезпечити максимальну самостійність студентів при підготовці до лабораторних робіт і їх виконанні та повністю відповідають ОКХ і ОПП підготавки бакалаврів напряму 0902 «Інженерна механіка». ЛАБОРАТОРНА РОБОТА №1 Експериментальне дослідження тягової здатності та коефіцієнта тертя пасової передачі Мета роботи: 1. Встановити залежність тягової здатності пасової передачі від початкового натягу паса. 2. Визначити величину коефіцієнтів тертя і тяги. ТЕОРЕТИЧНЕ ОБГРУНТУВАННЯ Несуча здатність пасової передачі оцінюється величиною колової сили (корисного навантаження паса), яка визначається з виразу , (1.1) де – сила в набігаючій на шків вітці паса, Н; – сила в збігаючій зі шківа вітці паса, Н. Вказані сили і виникають у вітках паса рухомої передачі (див. рис.1.1, б). Безпосередній зв’язок між силами у вітках паса, що охоплює шків, визначається за формулою Л.Ейлера. , (1.2) де – основа натурального логарифма; – кут охоплення шківа пасом; – кофіцієнт тертя між пасом і шківом. Схеми навантажень Рис.1.1. а – при нерухомому шківі; б – при рухомому шківі З формули (1.2) видно, що тягова здатність пасової передачі залежить від кута та коефіцієнта . Крім того, несуча здатність пасової передачі залежить від сили початкового натягу паса . Сила початкового натягу паса створюється у вітках паса нерухомої передачі (див. рис.1.1, а). Із рівності сил у вітках паса нерухомої і рухомої передачі отримаємо вираз . (1.3) Відношення колової сили до сумарного натягу віток паса рівного називається коефіцієнтом тяги , тобто . (1.4) Коефіцієнт тяги , як безрозмірний параметр, використовують для порівняння тягової здатності передач різних типів у порівнянні з передачею, що має передаточне відношення рівне одиниці (). Опис установки. Лабораторна установка (рис. 1.2) складається з рами 1, на якій закріплені опори 2. На опорах 2 в підшипниках кочення встановлена вісь 3 зі шківом 4. До маточини шківа 4 жорстко прикріплений важіль 5. Шків 4 охоплює пас 6, який одним кінцем з’єднаний з динамометром 7, а до другого кінця підвішена шалька 9 з вантажем 8. Так як установка являє собою частину пасової передачі, то навантаження приймаються за показами динамометра 7: у збігаючій вітці паса при нерухомому шківу 4 (важіль 5 знаходиться у вертикальному положенні), а у набігаючій – при рухомому шківу. Найбільший натяг паса знаходимо з умови його міцності , (1.5) де – ширина паса, мм; – товщина паса, мм. Для досліджуваних плоских (прогумованого та бавовняного) пасів: , [2, 3]; ; , тоді . Схема установки Рис.1.2. ПОРЯДОК ВИКОНАННЯ РОБОТИ Складають установку. При підвішеній шальці 9 (без вантажу 8), встановлюють стрілку динамометра 7 на відмітку "0". . На шальку 9 підвішують вантаж 8 і за показами динамометра 7 визначають його значення – тобто силу . За допомогою важеля 5 обертають шків 4 в напрямку, при якому, вітка з вантажем 8 являється збігаючою, одночасно, з динамометра 7 знімають покази навантаження в набігаючій вітці . Досліди по пп. 3 і 4 проводять 3-4 рази, збільшуючи величину вантажу 8. Величина вантажу 8 не може перевищувати значення . Дані і заносять в табл.1.1. Користуючись формулами (1.1) та (1.3) знаходять значення, відповідно, колової сили та сили попереднього натягу . За формулами (1.2) та (1.4) визначають значення коефіцієнтів – відповідно: тертя та тяги . Отримані значення величин , , та заносять в табл.1.1. Будують графіки залежності . Роблять висновки. Таблиця 1.1. Результати вимірювань та обчислень Матеріал № виміру , Н , Н , Н , Н бавовняний 1 2 3 4 прогумований 1 2 3 4 ЛАБОРАТОРНА РОБОТА №2 Вивчення конструкцій редукторів з передачами зачепленням Мета роботи: 1. Вивчити конструкцію редуктора з зубчастими або черв’ячними передачами, послідовність його розбирання та складання. 2. Ознайомитися з основними вимогами, які пред’являються при розбиранні та складанні редуктора. 3. Скласти специфікацію складальних одиниць і деталей редуктора. ЗАГАЛЬНІ ВІДОМОСТІ Редуктор – зубчаста, черв’ячна, або зубчасто-черв'ячна передача встановлена в закритому жорсткому корпусі. Він служить для зниження кутової швидкості (частоти обертання) і підвищення крутного моменту на веденому валу. Установка зубчастих передач в жорсткий закритий корпус забезпечує високу точність зачеплення, гарантує точність складання, краще мащення, більш високий к.к.д., менший знос, а також надійний захист від попадання пилу та бруду. Двохступінчасти редуктор з циліндричними косозубими колесам Рис.2.1. Опис установки. На рис.2.1 (як один з можливих прикладів) показаний двохступінчастий редуктор з циліндричними косозубими колесами. Редуктор складається з корпуса 2, в якому встановлені вали 11, 18 та 21 на яких знаходяться зубчасті колеса 12, 15, 22 та 27 (шестерні 15 та 22 виконані заодно з валами 18 та 21 відповідно). Вали 11, 18 та 21 встановлені в корпусі 2 на підшипниках 13, 16 та 23. Корпус 2 закритий кришкою 5. У верхній частині кришки 5 виконано оглядове вікно 7 для огляду зачеплення зубчастих коліс та заливання масла. Мащення редуктора необхідне для зменшення втрат потужності на тертя в зачепленні та підшипниках, зносу поверхонь тертя, нагріву передачі та шуму при роботі. Підшипники 13, 16 та 23 фіксуються втулками 10, 20 та 26 і закриті кришками 9, 14, 17, 19 та 24 і т.д. Для випуску та встановлення рівня масла в корпусі передбачений отвір, який закритий пробкою 1. Крім того, для контролю рівня масла використовується жезловий масловказівник 6. В кришці оглядового вікна 7, для вирівнювання тиску виконана віддушина. Для транспортування або підйому редуктора на кришці 5 виконані «вуха» 8. При складанні редуктора положення кришки 5 відносно корпуса 2 фіксується двома штифтами 25. Кришка 5 кріпиться до корпуса 2 за допомогою гвинтів 3 та 4. Для захисту від попадання пилу та бруду, а також для запобігання витікання масла, стінки під кришками ущільнюються прокладкаки, а між кришками і валами – манжетами. При складанні редуктора контролюють: відповідність дійсних міжосьових відстаней розмірам, вказаним на кресленнях; паралельність осей валів; взазмне розміщення коліс в осьовому напрямку; степінь прилягання зубів в зачепленні зубчастих коліс; величину бокових зазорів в зачепленні між зубцями; величину осьових люфтів валів. ПОРЯДОК ВИКОНАННЯ РОБОТИ Відгвинчують болти 3 та 4 і знімають кришку 5 редуктора. Знайомляться з конструкцією редуктора. Примітка. Редуктор може відрізнятися своєю конструкцією від описаного. Тому потрібно визначитися з цими відмінностями. . Підраховують числа зубців коліс, вимірюють міжосьові відстані, кути нахилу зубців і їх значення заносять до табл 2.3. Встановлюють кришки підшипників 9, 14, 17, 19 та 24 і за допомогою прокладок регулюють осьові люфти валів 11, 18 та 21. Величина осьових люфтів контролюється індикатором, встановленим на стояку. Старанно протирають зубці, наносять тонкий шар фарби на два-три зубці ведучого колеса (шестерні) і повертають його. На зубцях веденого колеса визначаоть розміщення і розміри контактних плям. Визначають відносні розміри сумарної контактної плями (див. рис.2.2) у відсотках: по довжині зуба – відношення ; по висоті зуба – відношення , де – відстань між крайніми точками слідів контакту, мм; – відстань розривів слідів контакту, мм; – повна довжина зуба, мм; – середня висота плями контакту, мм; – робоча висота зуба, мм. Норми контакту зубців в передачі згідно ГОСТ 1643-81 наведені в табл.2.1. Таблиця 2.1. Норми контакту зубів у передачі Найменування Степінь точності 7-ма 8-ма 9-та Сумарна пляма контакту, % По довжині, не менше 60 40 25 По висоті, не менше 45 30 20 Заміряють величину бокового зазору . Для цього між зубами закладають свинцеву пластинку, товщина якої дещо більша передбаченого бокового зазору. Повертаючи колеса, прокатують пластинку міх зубами. Товщина деформованих ділянок свинцевої пластинки відповідає величині бокового зазору. Товщину пластинки вимірюють мікрометром. Норми бокового зазору згідно ГОСТ 1643-81 наведені в табл. 2.2. Таблиця 2.2. Норми бокового зазору Найменування Позначення, розмірність Міжосьова відстань, мм до 80 81...125 126...180 181...250 251...315 Гарантований зазор , мкм 120 140 160 185 210 Закінчують складати редуктор і за допомогою індикатора контролюють осьові люфти кінців валів 11 і 21. Перевіряють плавність і легкість обертання складених передач, обертанням вала 21. Передача повинна обертатися плавно, без поштовхів. Всі дані вимірів і розрахунків заносять в табл. 2.3. Таблиця 2.3. Результати вимірів і розрахунків Найменування Позначення Перша ступінь Друга ступінь Міжосьва відстань, мм Число зубців шестерні Число зубців колеса Кут нахилу зубів Модуль зачеплення, мм Передаточне число Загальне передаточне число редуктора Відносні розміри сумарної плями контакту у % по довжині по висоті що відповідає ступені точності Величина бокового зазору мкм Осьові люфти: вала 11 мм Розміщення та розміри плями контактів зубів вала 21 мм ЛАБОРАТОРНА РОБОТА №3 Визначення геометричних розмірів, кінематичних і силових параметрів передач зачепленням Мета роботи: 1. Навчитися експериментально-розрахунковим шляхом визначати основні геометричні розміри для запропонованих зубчастих і черв’ячних передач. 2. Виходячи із одержаних геометричних розмірів цих передач, визначити їх кінематичні і силові параметри. ТЕОРЕТИЧНЕ ОБГРУНТУВАННЯ Раціональне використання передач зачепленням при різних режимах навантаження залежить від правильності визначення їх геометричних, кінематичних і силових параметрів. Так, наприклад, зміна кутової швидкості ведучого вала викликає зміну потужності при заданому крутному моменті, який, в свою чергу, залежить від геометричних параметрів передачі. Практично основні геометричні параметри існуючих передач зачепленням (див. рис.3.1) можна визначити розрахунком або безпосереднім вимірюванням. Для визначеня кінематичних та силових параметрів передач зачепленням неохідно знати наступні геометричні параметри: Циліндрична передача. , – число зубців шестерні та колеса відповідно; , – діаметри вершин зубців відповідно шестерні та колеса, мм; – ширину зубчастого вінця колеса, мм. Основні геометричні параметри передач зачепленням а – циліндрична; б – конічна; в – черв’ячна. Рис.3.1. Конічна передача. , – число зубців шестерні та колеса відповідно; – зовнішній діаметр вершин зубців шестерні, мм; – висоту зуба по зовнішньому діаметру, мм; – ширину зубчастого вінця, мм. Черв’ячна передача. , – число заходів черв’яка та зубців черв’ячного колеса відповідно; , – діаметри вершин витків черв’яка та вершин зубців черв’ячного колеса відповідно, мм; – ширину зубчастого вінця черв’ячного колеса, мм. До кінематичних параметрів передач зачепленням відносяться: – передаточне відношення; – колова швидкість, м/с; – кутова швидкість, рад/с ( – частота обертання, об/хв). Передаточне відношення . (3.1) Визначивши необхідні геометричні розміри і кінематичні параметри, знаючи із яких матеріалів виконані зубчасті колеса, можна визначити допустимі величини крутного моменту та потужності. Потужність на ведучому валу передачі зачепленням (на валу шестерні або черв’яка), кВт. , (3.2) де – крутний момент на ведучому валу передачі зачепленням (на валу шестерні або черв’яка), Нм. Крутний момент визначається із умови втомної контактної міцності поверхонь зубців зубчастих коліс за допустимими контактними напруженнями . Наближені значення допустимих контактних напружень матеріалів, які найчастіше використовуються при виготовлені передач зачепленням загального призначення наведені в табл.3.1, [1, 2, 3]. Таблиця 3.1. Матеріали передач зачепленням та їх допустимі контактні напруження передача циліндрична конічна черв’ячна шестерня (черв’як) сталь 45, сталь 45 колесо сталь 35, бронза ОЦС 6-6-3, чавун СЧ15, 3.1. Для циліндричної передачі. , (3.3) де – безрозмірний коефіцієнт, який враховує форму спряжених поверхонь зубців, [4]: для прямозубих коліс – , для косозубих коліс – ; для шевронних коліс – ; – коефіцієнт, який враховує механічні властивості матеріалів зубчатих коліс, [4]; – коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній спряжених зубців коліс, [4]: для прямозубих – , для косозубих і шевронних . – коефіцієнт навантаження. – коефіцієнт розподілення навантаження між зубами: для прямозубих , для косозубих і шевронних , [4]; – коефіцієнт розподілу навантаження по ширині вінця зубчастого колеса: при симетричному розміщені зубчастих коліс відносно опор , при несиметричному – , [4]; – коефіцієнт динамічного навантаження, [4]: для прямозубих , для косозубих і шевронних . – ділильний діаметр шестерні, мм; – модуль, мм; – кут нахилу зубів. Розрахунковий модуль . Із таблиць, [2, 3, 4] приймаємо стандартний модуль . 3.2. Для конічної передачі. , (3.4) де – розрахункові коефіцієнти, описані в п.3.1. Для конічної прямозубої передачі приймаються: , , ; – коефіцієнт навантаження, де – розрахункові коефіцієнти, описані в п.3.1. Для конічної прямозубої передачі приймаються: ; при симетричному розміщені зубчастих коліс відносно опор , при несиметричному – ; . – середній ділильний діаметр, мм. , , де – середній коловий модуль, мм; – зовнішній коловий модуль, мм. 3.3. Для черв’ячної передачі. , (3.5) де – розрахункові коефіцієнти, описані в п.3.1. Для черв’ячної передачі приймаються: ; для чавунних коліс , для бронзових і латунних коліс ; . – коефіцієнт навантаження, де – коефіцієнт розподілу навантаження по ширині вінця черв’ячного колеса. , де – коефіцієнт деформації черв’яка приймається із табл.3.2 в залежності від коефіцієнта діаметра черв’яка і числа заходів черв’яка ; – ділильний діаметр черв’ячного колеса, мм; – модуль, мм. Розрахунковий модуль . Із таблиць, [2, 3] приймаємо стандартний модуль . – коефіцієнт, який враховує вплив режиму навантаження, [4]: для важкого ; для середнього ; для легкого . . – коефіцієнт корисної дії черв’ячної передачі: при , ; , ; , ; , , [2, 3]. Таблиця 3.2. Значення коефіцієнта 7,5 8 9 10 11 12 13 14 15 1 63 72 89 108 127 147 163 179 194 2 50 57 71 86 102 117 134 149 163 3 46 51 61 76 89 103 118 131 144 4 42 47 58 70 82 94 108 120 131 ПОРЯДОК ВИКОНАННЯ РОБОТИ Знайомляться з конструкціями передач зачепленням, схеми яких приведені на рис.3.1. Підраховують число зубців зубчастих коліс і число заходів черв’яка , . . Визначають передаточні відношення передач . Вимірюють , – діаметри вершин зубців відповідно шестерні та колеса; – ширину зубчастого вінця колеса циліндричної передачі. Вимірюють – зовнішній діаметр вершин зубців шестерні; – висоту зуба по зовнішньому діаметру; – ширину зубчастого вінця конічної передачі. Вимірюють , – діаметри вершин витків черв’яка та вершин зубців черв’ячного колеса відповідно; – ширину зубчастого вінця черв’ячного колеса черв’яної передачі. За формулами (3.3), (3.4) та (3.5) визначають допустимий крутний момент на ведучих валах досліджуваних передач зачепленням. За формулою (3.2) визначають потужність досліджуваних передач зачепленням для наступних величин кутової швидкості: ; ; ; . Результати вимірювань і обчислень заносять відповідно в табл.3.3, 3.4 та 3.5. Будують графіки залежності . Роблять висновки. Таблиця 3.3. Параметри циліндричної передачі вимірюється обчислюється , мм , мм , мм , мм , мм , МПа , Нм , с-1 , кВт 75 100 150 300 Таблиця 3.4. Параметри конічної передачі вимірюється обчислюється , мм , мм , мм , мм , мм , МПа , Нм , с-1 , кВт 75 100 150 300 Таблиця 3.5. Параметри черв’ячної передачі вимірюється обчислюється , мм , мм , мм , мм , мм , МПа , Нм , с-1 , кВт 75 100 150 300 ЛАБОРАТОРНА РОБОТА №4 Визначення критичної частоти обертання вала Мета роботи: Дослідити вплив деяких характеристик диска-маси, його дебалансу і розміщення на критичну частоту обертання вала з відомими параметрами. ТЕОРЕТИЧНЕ ОБГРУНТУВАННЯ Вали швидкохідних машин перевіряють на пружні коливання. Основними збурюючими силами, які викликають коливання, являються сили від незрівноваженостей встановлених на них деталях. При співпаданні або кратності частот вимушених і власних коливань такої системи наступає явище резонансу, при якому інтенсивно ростуть амплітуди коливань вала і вібрації установки. Кутова швидкість або частота обертання вала, при якій наступає резонанс називається критичною. Для виключення резонансу розміри вала вибирають такими, при яких частоти власних і вимушених коливань системи не співпадають і не близькі між собою. Коливальна система являє собою вал постійного перерізу, на який насаджений незбалансований диск (рис.4.1), масою . Під дією гравітаційної сили вал прогинається на величину статичного прогину (рис.4.1, а). При обертанні вала (рис.4.1, б), під дією сили інерції, виникає його динамічний прогин, який визначається , (4.1) де – приведена маса коливальної системи, кг (визначення див. С.19); – зміщення центра маси диска 4 (ексцентриситет), м (); – кутова швидкість вала, яка чисельно рівна значенню частоти вимушених коливань, рад/с; – жорсткість коливальної системи , Н/м. Схема коливальної системи Рис.4.1. Вираз являє собою квадрат частоти власних коливань системи. Тоді вираз (4.1) прийме вигляд . (4.2) Із виразу (4.2) видно, що з збільшенням кутової швидкості збільшується і прогин , а якщо , тоді прогин наступає резонанс. В цьому випадку критична кутова швидкість вала , або . (4.3) Звідки критична частота обертання вала в об/хв буде: . Жорсткість , а , тоді . (4.4) При дальшому збільшенні частоти обертання вище критичної, знаменник виразу (4.2) перетворюється в нерівність . Динамічний прогин стане рівним . (4.5) З виразу (4.5) видно, що при збільшенні кутової швидкості, тобто динамічний прогин зменшується. При значення . Таке явище називається самовстановленням вала у закритичній області. Теоретично, коли наступає резонанс , це засвідчує, що система повинна зруйнуватись. На практиці внаслідок впливу різних опорів (внутрішнього та зовнішнього тертя) величина амплітуди буде обмеженою і система може короткочасно зберігати працездатність в резонансному режимі. Рекомендується в діапазоні , робити швидкий перехід через резонансну зону. Опис установки. Для дослідження критичної частоти обертання валів використовується установка ДМ 36М (рис.4.2). Установка складається з вала 1, встановленого на двох опорах 2 і 3 з сферичними підшипниками. На валу 1 встановлений диск 4 і закріплений цанговим затискачем. Масу диска 4 можна змінювати за рахунок додаткових вантажів, у вигляді кілець 5 і 6, які по мірі необхідності нагвинчуються на диск. Схема установки Рис.4.2. Незрівноваженість обертальних мас створюється шляхом загвинчування додатково гвинта в кільце 6. Вал приводиться в обертання універсальним колекторним двигуном 7 типу УЛ-062 через муфту 8. Зміна частоти обертання двигуна здійснюється за допомогою автотрансформатора 9 типу ЛАТР-2М. Замір частоти обертання вала здійснюється за допомогою приладу 10 в вигляді тахогенератора ТМГ-30П і контролюється приладом 11. При визначенні статичного прогину , над диском 4 встановлюється індикатор 12 годинникового типу. Для визначення статичного прогину вала на установці передбачений спеціальний пристрій (рис.4.3). Він складається із розрізаного кільця 13 з упорами, важеля 14 і вантажу 15 масою 3кг, що створює навантаження вала силою . Величина прогину читається на шкалі індикатора 12. Схема пристрою Рис.4.3. В установці передбачена можливість, зміни жорсткості системи шляхом переміщеня диска відносно опор. ПОРЯДОК ВИКОНАННЯ РОБОТИ Визначають розрахункове значення величини статичного прогину . , (4.6) де , – маса диска; – маса дослідного вала; – дивись пояснення до формули (4.4); , – див. рис.4.1. Для дослідної установки найбільша довжина між опорами , а може бути рівним: , і ; – модуль пружності матеріалу вала; – момент інерції перерізу вала з . Визначають жорсткість коливальної системи. Встановлюють навантажувальний пристрій на диск. , (4.7) де – сила, що навантажує диск, див. рис.4.3 і пояснення до нього; – деформація вала від сили вимірюється за допомогою індикатора 12 (див. рис.4.3), м. Визначають статичний прогин вала експериментально–розрахунковим методом . (4.8) Визначають критичну частоту обертання вала по формулі (4.4) двічі: при і . Знімають навантажувальний пристрій, відводять індикатор від диска і вмикають електродвигун. Поворотом рукоятки ЛАТР-2М плавно збільшують частоту обертання вала, двічі знімаючи її значення; при загоранні лампи «Резонанс» - початок резонансу ; при затуханні - кінець резонансу . Період часу роботи в резонансному режимі повинен не перевищувати 10 секунд. Досліди повторюють 3 рази. Визначають середні значення критичної частоти обертання вала , (4.9) де і – середні значення частоти обертання вала трьох вимірів, відповідно початку і кінця резонансу, об/хв. Всі результати, розрахункові і дослідні, заносяться в табл.4.1. Порівнюють числові величини критичних частот обертання, одержані розрахунковим і дослідним шляхом. Роблять висновки про вплив різних параметрів на величину критичної частоти обертання вала. Будують графік залежностей , використовуючи формулу (4.2) при , з інтервалом . . Таблиця 4.1. Результати вимірювань і обчислень № досліду № виміру , кг , кг , м покази індикатора 12 Обчислення Досліди , м , м , об/хв , об/хв , об/хв , об/хв , об/хв , об/хв , об/хв 1 1 2,7 0,485 0,25 2 3 2 1 0,275 2 3 3 1 0,3 2 3 ЛАБОРАТОРНА РОБОТА №5 Дослідження процесів тертя в підшипниках ковзання Мета роботи: Розрахунковим та експериментальним методами встановити: значення величин момента, приведеного коефіцієнта тертя; залежність момента, приведеного коефіцієнта тертя від навантаження підшипника. ТЕОРЕТИЧНЕ ОБГРУНТУВАННЯ При роботі підшипника ковзання процес тертя супроводжується виділенням тепла, яке нагріває підшипник і цапфу. Нагрівання підшипника являється основною причиною його інтенсивного зносу та руйнування. Обертанню цапфи в підшипнику протидіє момент сил тертя , величина якого залежить від навантаження , коефіцієнта тертя , діаметра вала і визначається із виразу , (5.1) де – радіальне навантаження підшипника, Н; – діаметр підшипника, м; – приведений коефіцієнт тертя ковзання. , де – коефіцієнт тертя. Приведений коефіцієнт тертя ковзання підшипника залежить від характеру тертя. Найменше значення коефіцієнта тертя буде в випадку, коли поверхні тертя розділені шаром масла. При цьому тертя здійснюється між шарами масла і за своїм характером є рідинним. Опис установки. Момент тертя експериментальним шляхом можна визначити на установці типу ДМ-29. Дослідна установка (рис. 5.1) складається із корпуса 1, електродвигуна 2, двохступінчастої клинопасової передачі 3, яка дозволяє здійснювати регулювання швидкості обертання шпінделя 4 (з кутовою швидкістю відповідно 60 і 140 рад/с). На шпіндель 4 встановлена втулка 5, вона є моделлю підшипника ковзання. До втулки 5 кріпиться якір 6 електромагніта 7, останній притягує якір 6, який притискає втулку 5 до шпінделя 4, а створений при цьому момент тертя ковзання буде намагатись провернути втулку з якорем на деякий кут. Момент сил тертя, який провертає втулку 5 з якорем 6, зрівноважується моментом зі сторони вимірювального пристрою. Вимірювальний пристрій складається із важеля 8, пластинчастої пружини 9 та індикаторів годинникового типу 10, закріплених на нерухомому 11 і рухомому 12 кронштейнах. Встановлення стрілок індикаторів на нульові відмітки здійснюється пристроєм 13 і балансиром 14. Мащення підшипника здійснюється з бака 15 через трубопровід з краном 16. Для регулювання напруги служить автотрансформатор 17. Керування установкою відбувається за допомогою пульта 18. Напруга контролюється вольтметром 19. Схема установки Рис.5.1. Сила залежить від величини напруги живлення електромагніта і визначається за допомогою графіка (рис. 5.2). Величина, зрівноважувального момента визначається , (5.2) де – зрівноважувальна сила, яка викликає згин пластинчастої пружини 9, Н; – довжина важеля 8. Зрівноважувальна сила визначається з графіка (рис. 5.3), де – деформація пластинчастої пружини 9 – береться з показів індикатора 10. Залежність Рис.5.2. Залежність Рис.5.3. Так як , то із формел (5.1) та (5.2) маємо: . (5.3) ПОРЯДОК ВИКОНАННЯ РОБОТИ Визначають допустиме навантаження на підшипник ковзання, виходячи із допустимого значення питомого тиску , (5.4) де – довжина втулки, м; – допустимий питомий тиск, [1]. Зовнішнім оглядом перевіряють справність лабораторної установки. Відкривають кран 16 для подачі масла в пару тертя із бака 15. Збалансовують якір електромагніта 7 за допомогою пристрою 14, і встановлюють стрілки індикаторів 10 на нульові відмітки за допомогою пристрою 13. Для перевірки правильності встановлення індикаторів 10 в нульове положення, необхідно, не вмикаючи електродвигун, надати електромагніту 7 максимальну напругу за допомогою автотрансформатора 17, при цьому стрілки індикаторів повинні показувати «ноль» або мати відхилення не більше 2-3 поділок. Вмикають

Методичні вказівки Інші

serhey_michka

21.12.2013 22:12-

Коментарі

Ви не можете залишити коментар. Для цього, будь ласка, або зареєструйтесь.

Ділись своїми роботами та отримуй миттєві бонуси!

Маєш корисні навчальні матеріали, які припадають пилом на твоєму комп'ютері? Розрахункові, лабораторні, практичні чи контрольні роботи — завантажуй їх прямо зараз і одразу отримуй бали на свій рахунок! Заархівуй всі файли в один .zip (до 100 МБ) або завантажуй кожен файл окремо. Внесок у спільноту – це легкий спосіб допомогти іншим та отримати додаткові можливості на сайті. Твої старі роботи можуть приносити тобі нові нагороди!

поділитись

Інформація про навчальний заклад

Інформація про роботу

Частина тексту файла (без зображень, графіків і формул):

Коментарі

Ділись своїми роботами та отримуй миттєві бонуси!

Оголошення від адміністратора

Admin

Вхід на сайт

Поскаржитися на роботу