Обработка и анализ результатов работы

⇐ ПредыдущаяСтр 2 из 7Следующая ⇒

1. Построить в прямоугольной системе координат графики Т_зав = Т_зав(F_{A i} ) и Т_Р = Т_Р(F_{A i} ) в масштабах m_Т и m_Fa, отметив все экспериментальные точки.

2. Определить момент трения на торце гайки Т_Т по графикам моментов и записать его значения в таблицу 2.2, где .

3. Определить значения коэффициентов трения для материалов резьбовой пары tg (y + r¢ ), гайки и втулки f_T 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 (y +r¢ )
Без смазки	0, 15¸ 0, 20	0, 40¸ 0, 35
Слабые следы смазки	0, 10¸ 0, 15	0, 25¸ 0, 20
Смазанные поверхности	0, 05¸ 0, 10	0, 15¸ 0, 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.

Общие сведения

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; d_m – средний диаметр соединения, мм; K_H – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями (K_H = 0, 7 ¸ 0, 8); h – рабочая высота зуба, мм; l – рабочая длина соединения (длина втулки), мм; [s_см] – допускаемое напряжение смятия (табл. 3.1), МПа; [s_изн] – допускаемое напряжение на износ, МПа; [s_изн]_усл – условное допускаемое напряжение при расчёте соединения на изнашивание (табл. 3.4), МПа; K_N – коэффициент числа циклов; K_Е – коэффициент эквивалентности режима нагружения (табл. 3.2); K_ос – коэффициент осевой подвижности соединения (табл. 3.3); K_см – коэффициент условий смазки соединения (табл. 3.5):