Определение приведенного коэффициента трения и коэффициента полезного действия (КПД) винтовой пары.

Общие сведения

Трение представляет собой сопротивление относительному перемещению двух тел, возникающее в касательном направлении в зоне их соприкосновения. Сила сопротивления является силой трения.

Существуют трение скольжения и трение качения. Трение скольжения имеет место при относительном движении двух тел, скорости которых в точках касания различны. Трение качения возникает в высших кинематических парах, скорости которых в точках касания одинаковы по величине и направлению.

Различают два вида сил трения скольжения: сила трения при покое и сила трения при движении.

Трение скольжения при покое

При попытке сдвинуть одно тело по поверхности другого в плоскости соприкосновения тел возникает сила трения (или сила сцепления), которая может принимать любые значения от нуля до величины F_пp,называемой предельной силой трения.

Экспериментально коэффициент трения можно найти с по­мощью прибора (рис. 5.1). Горизонтальная плита АВ и прямо­угольный брус С изготавливаются из мате­риалов, для которых определяется коэффициент трения покоя.

На брус С бу­дут действовать сила тяжести Q, уравновешенная нормальной реакцией плиты N, и сдвигающая сила F, кото­рая при

Рис. 5.1. Определение коэффициента
трения скольжения

покое уравновешивается си­лой трения F_т(сила F численно равна весу груза). Меняя грузы, находим нагруз­ку F*, при которой брус трогается с места.

Проделав ряд опытов, можно убедиться, что при изменении силы тяжести Q бруса С величина F* возра­стает пропорционально Q.

Опыты показывают следующее.

1. Величина предельной силы трения F_пp равна произведению коэффициента трения покоя f₀ (статического коэффициента трения) на нормальную реакцию (нормальное давление):

F_пp = f₀N.

Учитывая, что F_пp = F* и N = Q, нахо­дим

Для данных условий опыта значение f₀ – величина постоянная.

Коэффициент трения покоя f₀ (статический коэффициент трения) опре­деляется опытным путем и зависит от материала соприкасающихся тел и состояния поверхностей (шероховатости, температуры, влажности, наличия смазки и др.).

2. Величина предельной силы трения F_пp в широких пределах не зависит от размеров соприкасающихся при трении поверхностей.

Объединяя вместе положения А и Б, получаем, что при равновесии сила трения покоя (сила сцепления тела с поверхностью)

F_т ≤ F_пp или F_т ≤ f₀N.

Следовательно, пока тело находится в покое, сила трения F_т равна сдвигающей силе F, а не величине F_пp = f₀N. Сила трения F_тпринимает значе­ние F_пp = f₀N только тогда, когда положение равно­весия становится предельным.

Реакции шероховатых связей. Угол трения

Реакция реальной (шерохо­ватой) связи будет слагаться из двух составляющих: из нормальной реакции N и перпендикулярной к ней силы трения F_т.

Полная реакция связи R будет отклонена от нормали к поверхности на не­который угол. При изменении силы трения F_т от нуля до F_пp сила R будет меняться от N до R_пp, а ее угол с нормалью будет расти от нуля до некото­рого предельного значения j₀ (рис. 5.2). Наиболь­ший угол j₀, который полная реакция шероховатой связи образует с нормалью к поверхности, называется углом трения

Так как F_пp = f₀N, имеем

tg j₀ = f₀.

При равновесии реакция шероховатой связи R в зависимости от сдвигающих сил может проходить где угодно внутри угла трения. Когда равно­весие становится предельным, реакция R будет от­клонена от нормали на угол j₀.

Сила трения при движении

Сила трения направлена в сторону, противоположную движению, и равна произведению динамического коэффициента трения f (далее коэффициент трения) на нормальную реакцию (нормальное давление):

F_т= f N.

Это выражение представляет собой закон Кулона–Амонтона, установленный опытным путем.

Значения коэффициента трения f зависят от материала, состояния поверх­ностей и в некоторой степени от скорости движения тел. В боль­шинстве случаев с повышением скорости величина f сначала несколько убывает, а затем сохраняет почти постоянное значение.

Коэффициент трения

f = arctg j .

Величину jназывают углом трения при движении. Коэффициент трения f определяется опытным путем.

Винтовая пара

Винтовая пара представляет собой две детали (винт и гайку), соединенные по винтовой поверхности. Винтовую пару используют для преобразования вращательного движения в поступательное, или наоборот.

Винтовые пары бывают с треугольным, прямоугольным и круглым профилем винтовой поверхности.

В технике винтовую поверхность часто называют резьбой. Резьбы с треугольным профилем подразделяют на метрические, дюймовые, трапецеидальные и упорные.

Основные геометрические параметры метрической резьбы по ГОСТ 9150–81 (рис. 5.3):

Н – высота исходного профиля (равносторонний треугольник);

d, d₂, d₁ – диаметры наружный, средний и внутренний;

Рис. 5.5. Винтовые пары с прямоугольной и треугольной резьбой:

в – винт, г – гайка, Р и d₂ – шаг и средний диаметр резьбы

шаг Р – расстояние между ближайшими сходственными точками контура по линии, параллельной оси резьбы;

угол профиля a = 60°;

угол подъема винтовой линии резьбы g (рис. 5.4).

Передаточное отношение i винтовой пары равно отношению окружной v_t и осевой v_a скоростей гайки (винта) (рис. 5.6).

или

Здесь t – период вращательного движения.

Период вращательного движения гайки

где w и n – угловая скорость и частота вращения гайки.

Скорость поступательного перемещения гайки

Трение в винтовой паре

Рассмотрим винтовую пару с прямоугольным профилем резьбы (рис. 5.7). Полагаем, что осевая нагрузка F_а на винт сосредоточена на одном витке и что реакция гайки приложена по средней линии резьбы, т. е. по d₂.

Рис. 5.7. К определению сил трения в винто­вой паре
с прямоугольным профилем резьбы

Перемещение гайки по винту можно рассматривать как движение ползуна по наклонной плоскости с углом наклона g (рис. 5.8).

При равномерном движение ползуна справедливым является следующее уравнение равновесия:

где F_t = М/r₂ – горизонтальная сила, действующая на ползун (гайку), М – крутящий момент пары сил, приложенных к гайке на расстоянии r₂ от оси винта в плоскости, пер­пендикулярной оси (в горизонтальной плоскости).

Из плана сил (рис. 5.9) видно, что движущая сила F_t, необходимая для равномерного движения ползуна вверх по наклонной плоскости, связана с величиной осевой силы F_а соотношением

F_t = F_а tg (g + j),

а крутящий момент М пары, приложенный к гайке, будет

М = F_t r₂ = F_а tg (g + j) r₂.

Из закона Кулона–Амонтона следует

F_т = f N = N tg j.

Из плана сил определим силу трения, действующую в винтовой паре:

Разделив числитель и знаменатель этого выражения на cos jи учитывая, что f = tg j, получим

В винтовой паре с треугольной резьбой нормальная сила N > F_а (рис. 5.10), поэтому сила трения F_т больше, чем в рассмотренной выше винтовой паре с прямоугольным профилем резьбы. Соответственно

Рис. 5.10. Соотношения между нормаль­ной
и осевой силами в винтовых парах с треугольным и прямоугольным профилями резьбы

угол трения jи коэффициент трения f увинтовой пары с треугольной резьбой будут больше, чем в винтовой паре с прямоугольным профилем резьбы.

В винтовой паре с треугольной резьбой коэффи­циент и угол трения будут

и .

Полученные для винтовой пары с треугольным профилем резьбы коэффи­циент f ¢ и угол j¢ трения называются приведенными коэффи­циентом и углом трения.

Коэффициент полезного действия винтовой пары

Сравнивая затраты потенциальных энергий при подъеме тела с силой тяжести G = mg по наклонной плоскости (по винтовой линии) без трения и с трением, получим

Рис. 5.11. К определению КПД
винтовой пары

где А_пол – полезная работа, затрачиваемая на подъем груза по гладкой наклонной поверхности; А_затр– работа, затрачиваемая на подъем груза по шероховатой наклонной поверхности треугольного профиля; j¢ – приведенный угол трения.

Определение приведенного
коэффициента трения и КПД винтовой пары

Экспериментальная установка (рис. 5.12) состоит из плиты 1, в вертикальной стенке которой выполнено отверстие для установки винтовой пары (болта 2 и гайки 3). К плите 1 прикреплена скоба 4, перемещение которой фиксируется индикатором часового типа 5.

В вертикальной стенке плиты 1 выполнена расточка под упорный шарикопод­шипник 6, который предназначен для уменьшения трения между торцом гайки 3 и плитой 1. Торец гайки 3 взаимодействует с шарикоподшипником 6 через шайбу 7.

При ограничении осевых перемещений элементов винтовой пары (болта и гайки) и при вращении одного из ее элементов (гайки) в винтовой паре возникнет осевая сила F_а. Осевая сила F_а будет вызывать деформацию скобы. Вращение гайки осуществляют динамометрическим ключом (на рисунке не показан), который позволяет контролировать величину крутящего момента М (момента завинчивания), прикладываемого к гайке.

Порядок выполнения работы

1. Из условия прочности болта определить верхнюю границу величины осевой силы F_а:

где d₁ – внутренний диаметр резьбы болта (табл. 5.1); [s_т] = 200 МПа – пре­дел текучести материала болта; n = 5...10 – коэффициент запаса прочности.

2. Выбрать четыре значения осевой силы F_а, которыми будем нагружать винтовую пару: F₁ = 0,25(F_а)_mаx, F₂ = 0,50(F_а)_mаx, F₃ = 0,75(F_а)_mаx и F₄ = (F_а)_mаx.

3. Величины сил, деформирующих скобу (рис. 12), контролировать по показаниям (делениям) Dу индикатора часового типа 5, установленного на скобе.

Тарировочная зависимость силы от величины деформации скобы

F = 396Dу, Н.

4. Указанные в п. 2 величины F_а и соответствующие им значения Dу занести в табл. 5.2.

Т а б л и ц а 5.1

Некоторые геометрические параметры винтовых пар

* ГОСТ 9150–81; ГОСТ.6958–78.

5. Собрать на экспериментальной установке винтовую пару (болт и гайку). Торец гайки опереть через шайбу на шарикоподшипник.

6. Гайку затянуть от руки.

7. Выставить стрелку индикатора 5 на скобе посредством его смещения относительно скобы. При смещении стрелка должна совершить два оборота. Зафиксировать индикатор винтом (на схеме не показан) и установить «ноль» на подвижной шкале индикатора.

8. Динамометрическим ключом вращать гайку до реализации в винтовой паре осевой силы F₁= 0,25(F_а)_mаx. (Перед вращением гайки установить стрелку индикатора динамометрического ключа в нулевое положение.)

9. При достижении F₁ = 0,25(F_а)_mаx зафик­сировать показания DK индикатора динамометрического ключа и записать их в табл. 5.2.

10. Величину крутящего момента М, прикладываемого к винтовой паре, определить по тарировочной зависимости динамометрического ключа:

М = K_т × DК, Н × м,

где K_т = 0,5977; 0,5715; 0,4981 – тарировочные коэффициенты динамометрических ключей № 1, 2 и 3; DК– показания (деления) индикатора динамометрического ключа.

11. Повторить работу в соответствии с пп. 8–10 для значений осевых сил: F₂, F₃ и F₄.

12. Используя значения F_а и М, определить приведенный угол трения j¢ в винтовой паре по формуле

где d₂ – средний диаметр резьбы; g – угол подъема резьбы (табл. 5.1).

13. Определить приведенные коэффициенты трения f ¢ в винтовой паре:

f ¢ = tg(j¢).

14. Определить значения коэффициентов полезного действия (КПД) винтовой пары hпо формуле

15. Все опыты повторить три раза.

16. Вычислить средние значения и . Занести их в табл. 5.2.

Т а б л и ц а 5.2

Результаты расчетов

Параметры

Ед. изм.

Значения осевой силы Fа

F1

F2

F3

F4

Серия опытов

Серия опытов

Серия опытов

Серия опытов

Осевая сила Fа

Н

Показания индикатора скобы Dу

Дел.

Показания индикатора ключа DК

Дел.

Момент на ключе М

Н×м

Приведенный угол трения в винтовой паре j¢

Град.

Приведенный коэффициент трения в винтовой паре f ¢

–

КПД винтовой пары h ср

–

Средний приведенный коэффициент трения в винтовой паре

–

Средний КПД винтовой пары hср

–

17. Построить графики, иллюстрирующие изменение в винтовой паре средних значений приведенного коэффициента трения и КПД h_ср от величины осевой силы F_а (рис. 5.13).

18. Проанализировать результаты и сделать вывод.

0 F₁ F₂ F₃ F₄

Осевая сила F_а

Рис. 5.13. Зависимость и h_ср от величины осевой силы F_а

Содержание отчета по работе

1. Цель работы.

2. Схема экспериментальной установки.

3. Результаты экспери­ментов и расчетов записать в таблицу 2.

4. Зависимости средних значений f ¢_ср и h_ср от осевой силы F_а.

5. Вывод.

Вопросы для самоконтроля

1. Что такое трение?

2. Виды трения.

3. Что является коэффициентом и углом трения?

4. Геометрические параметры винтовой пары (метрической резьбы).

5. Какие силы действуют в винтовой паре и как они связаны между
собой?

6. Почему применяют в расчетах винтовых пар приведенный коэффициент трения f '?

7. Приведенный угол трения j ¢ в винтовой паре.

8. Методика расчета приведенного коэффициентатрения f ' в винтовой паре.

9. Методика расчета КПД hвинтовой пары.

10. Дать анализ результатов экспериментов.

ЛАБОРАТОРНАЯ РАБОТА № 6

БАЛАНСИРОВКА ЖЕСТКИХ РОТОРОВ

ЦЕЛЬ РАБОТЫ

1. Ознакомление с устройством балансировочного станка.

2. Статическое уравновешивание ротора.

3. Динамическое уравновешивание ротора.

ОСНОВНЫЕ СВЕДЕНИЯ

Под уравновешиванием вращающихся звеньев понимается задача, связанная с распределением масс по звену для снижения давления на стойку механизма. Простейшей задачей этого типа является задача уравновешивания вращающегося звена, когда полностью или частично устраняются динамические реакции на его опоры, т. е. реакции, зависящие от сил инерции. Для полного устранения этих реакций необходимо, чтобы главный вектор и главный момент сил инерции были равны нулю в любой момент движения:

, (6.1)

. (6.2)

Иногда ограничиваются выполнением только условия (6.1), которое равносильно условию расположения центра масс на оси вращения звена. Перераспределение массы звена, переводящее его центр масс на ось его вращения, называется статическим уравновешиванием вращающегося звена.

Статическое уравновешивание вращающихся звеньев

Если условие (6.1) не выполнено, то звено называется статически неуравновешенным. За меру статической неуравновешенности или статического дисбаланса принимают величину статического момента масс звена относительно оси вращения:

. (6.3)

Здесь – масса звена; – расстояние от центра тяжести до оси вращения.

Неуравновешенность в рассматриваемом случае называется статической, так как ее можно обнаружить статическим испытанием. С этой целью ось звена устанавливают на два горизонтальных ножа (опоры). Если центр масс расположен на оси вращения, то звено будет находиться в равновесии при любом положении, в противном случае оно покатится и будет двигаться, пока не достигнет устойчивого равновесия, при котором центр масс имеет самое низкое расположение.

При изготовлении практически невозможно совместить центр масс детали с ее осью вращения, т.е. центр масс вращающейся детали будет смещен на некоторую величину от ее оси.

Для статического уравновешивания детали необходимо в направлении, противоположном центру масс, установить корректирующую массу на расстоянии от оси вращения (рис. 6.1).

. (6.4)

Если будет выполнено условие (6.4), то сила инерции противовеса окажется равной и противоположной силе инерции неуравновешенного звена:

. (6.5)

Результирующая сила инерции при этом условии будет равна нулю. Условие (6.4) достигается обычно путем проб. Иногда установку противовеса заменяют удалением (например, высверливанием) массы . Центр удаляемой массы и центр масс звена располагаются в этом случае по одну сторону от оси вращения.

Рис. 6.1. Статическая балансировка ротора:

1 – ротор, 2 – ножи (опора), 3 – уровень

После установки корректирующей массы ротор поворачивают вокруг оси на угол 90° и отпускают. Если корректирующая масса была выбрана правильно, то центр масс ротора будет на оси вращения и отпущенный ротор останется неподвижным. Если корректирующая масса на предыдущем этапе была подобрана или установлена неправильно, то ротор опять придет во вращение и после нескольких колебаний остановится. После остановки ротора устанавливают (удаляют) новую корректирующую массу и описанные выше испытания повторяют. Так поступают до тех пор, пока ротор не будет сбалансирован.

Статического уравновешивания достаточно только для звеньев, имеющих малую осевую протяженность (например, шкивы, маховики, фланцы, зубчатые колеса, дисковые фрезы, авиационные винты, велосипедные колеса и т. п.). Для звеньев другой формы (например, для валов) должны быть выполнены оба условия уравновешенности звена (6.1) и (6.2) – главный вектор и главный момент сил инерции в этом случае равны нулю и полностью устраняется давление на стойку от сил инерции.

Полное уравновешивание вращающихся звеньев

Пусть необходимо выполнить полное уравновешивание твердого тела, вращающегося в опорах (рис. 6.2).

Покажем, что любую вращающуюся деталь можно уравновесить с помощью установки двух корректирующих масс в двух произвольно выбранных плоскостях коррекции I и II.

При вращении твердого тела на его любую элементарную массу, например , действует центробежная сила инерции .

,

где – радиус вектор элементарной массы .

Заменим эту центробежную силу инерции двумя параллельными силами, расположенными в двух произвольно выбранных плоскостях коррекции I и II:

, . (6.6)

Рис. 6.2. Полное уравновешивание вращающегося тела

Найдем силы инерции от всех элементарных масс, распределенных вдоль оси вращения. Для каждой силы выполним процедуру приведения к плоскости I и II по формулам (6.6), найдем суммарные силы инерции, действующие на I и II плоскостях.

,

.

Тогда корректирующие массы и для плоскости I и II соответственно могут быть выбраны из условий равенства модулей дисбалансов в двух плоскостях:

,

. (6.7)

Углы расположения этих масс находятся из уравнений:

,

.

Установив соответствующие корректирующие массы в двух плоскостях коррекции, мы полностью сбалансируем деталь.

Экспериментальное определение неуравновешенности вращающегося звена и ее устранение называется балансировкой. Она производится на балансировочных станках.

Уравновешивание жесткого ротора
на балансировочном станке

На рис. 6.3 изображена принципиальная схема балансировочного станка Б.В. Шитикова.

Рис. 6.3. Балансировочный станок:

1 – рама; 2 – неподвижная опора; 3 – подвижная опора; 4 – ротор; 5 – измерительное устройство;
А и В – опоры; I и II – плоскости коррекции

Принцип работы балансировочного станка основан на измерении амплитуды колебаний механической системы с одной степенью свободы при вынужденных колебаниях на резонансе.

Из теории колебаний известно, что амплитуда вынужденных колебаний механической системы с одной степенью свободы на резонансе прямо пропорциональна вынуждающей силе. Амплитуда колебаний A и гармоническая вынуждающая сила в этом случае связаны соотношением

, (6.8)

где – коэффициент пропорциональности, зависящий от параметров станка.

Предположим, что ротор имеет некоторую точечную неуравновешенную массу , которую условно расположим в плоскости II на расстоянии от оси вращения. При вращении ротора 4 с угловой скоростью на его неуравновешенную массу будет действовать
цент­робежная сила инерции , которая может быть разложена на вертикальную и горизонтальную составляющие:

,

,

здесь – время.

Вертикальная составляющая гармонической силы инерции ротора вызовет колебания рамы вокруг неподвижной опоры 2, горизонтальная составляющая силы инерции приведет к возникновению динамической реакции в опоре.

Если с помощью измерительного устройства 5 измерить амплитуду вынужденных колебаний рамы с ротором на резонансе, тогда из уравнения (6.8) можно определить и характеристику несбалансированности ротора – дисбаланс .

После этого, чтобы сбалансировать ротор, нужно в плоскости коррекции установить корректирующую массу на расстоянии так, чтобы:

· выполнялось равенство

; (6.9)

· корректирующая сила инерции была направлена противоположно силе инерции неуравновешенной массы.

Для того чтобы устранить дисбаланс, приведенный ко второй плоскости коррекции, нужно переставить ротор, поменяв опоры местами, и повторить вышеизложенные операции.

Таким образом, для практического решения задачи балансировки ротора в опытах требуется для каждой плоскости коррекции определить: модуль дисбаланса; направление силы инерции неуравновешенной массы.

Динамическое уравновешивание жестких роторов на балансировочном станке выполняется следующим образом.

1. Устанавливаем в станок ротор, подлежащий балансировке.

2. Выбираем плоскости коррекции. Это плоскости I и II. В каждой плоскости коррекции проводим ось ОХ.

3. Включаем станок и раскручиваем ротор так, чтобы его частота вращения лежала в зарезонансной области.

4. Отключаем станок и переводим ротор в режим выбега.

5. При прохождении резонанса с помощью измерительного устройства 5 измеряем амплитуду колебаний . В соответствии с (6.8) определится .

6. Неизвестная неуравновешенная центробежная сила инерции на резонансе будет расположена в поперечном сечении ротора под некоторым углом к оси ОХ (рис. 6.4, а).

Рис. 6.4. Расположение сил инерции в плоскости
коррекции

7. Установим на расстоянии от оси вращения на плоскости коррекции II массу в произвольно выбранном месте (например, на оси ОХ). При вращении ротора от этой дополнительной массы возникнет сила инерции , для которой справедливо равенство

. (6.10)

8. После закрепления дополнительной массы включаем станок и раскручиваем ротор так, чтобы его частота вращения лежала в зарезонансной области.

9. Отключаем станок и переводим ротор в режим выбега.

10. При прохождении резонанса с помощью измерительного устройства 5 измеряем амплитуду колебаний .

В соответствии с (6.8) во втором опыте определится , где – векторная сумма сил инерции и (рис. 6.4, б).

11. Переустанавливаем массу на том же расстоянии от оси вращения, изменяя знак координаты местоположения массы на оси ОХ.

12. После закрепления дополнительной массы включаем станок, раскручиваем ротор так, чтобы его частота вращения лежала в зарезонансной области, отключаем станок и переводим ротор в режим выбега.

13. При прохождении резонанса с помощью измерительного устройства 5 измеряем амплитуду колебаний . В соответствии с (6.8) в третьем опыте определится , где – модуль векторной суммы сил инерции и (рис. 6.4, в).

14. Находим модули сил и от установки дополнительных масс. Для этого совместим планы сил на рис. 6.4, б и 6.4, в.

В результате этих действий получим параллелограмм, который изображен на рис. 6.4, г.

Для параллелограмма со сторонами и диагоналями справедливы соотношения:

или

,

откуда

,

или

.

С учетом (6.8) получим

, (6.11)

здесь .

Для коэффициента пропорциональности справедливо

. (6.12)

15. Определяем дисбаланс ротора, учитывая, что согласно (6.8)
и (6.12)

,

а также

,

откуда следует

.

16. Определяем параметры коррекции из условия

. (6.13)

1. Задавая, например, радиус по (6.13), найдем величину корректирующей массы , которую надо установить на корректирующей плоскости.

2. Находим угол, на который нужно отклонить от оси ОХ радиус при установке корректирующей массы. Для определения угла рассмотрим треугольник со сторонами (рис. 6.4, г). В соответствии с теоремой косинусов имеем:

,

откуда

, (6.14)

где

3. После подстановки в (6.14) амплитуд колебаний в соответствии
с рис. 6.4 угол окончательно определится:

. (6.15)

Последнее уравнение дает два значения угла. Чтобы узнать, который из углов является истинным, необходимо провести дополнительный эксперимент. Для этого устанавливаем на деталь корректирующую массу под любым углом из найденных по формуле (6.15).

Включаем станок и после разгона ротора переводим его в режим выбега. Во время резонанса измеряем амплитуду. Если амплитуда стала значительно меньше, чем была при первом испытании, то угол выбран правильно. Если амплитуда осталась большой, то угол был выбран неверно и корректирующую массу надо переустановить, а эксперимент повторить.

На этом балансировка детали во второй корректирующей плоскости закончена.

Переустанавливаем ротор в станке и проводим его балансировку в первой плоскости коррекции в соответствии с вышеописанным алгоритмом.

ПОРЯДОК ВЫПОЛНЕНИЯ РАБОТЫ
И СОСТАВЛЕНИЯ ОТЧЕТА

1. Ознакомиться с конструкцией и принципом действия балансировочной машины резонансного типа. Установить регулировочными винтами маятниковую раму машины в горизонтальное положение и диски корректирующих плоскостей в нулевое положение.

2. Вычертить схему балансировочной машины. Записать значения дополнительной массы и радиус ее установки.

3. Провести балансировку ротора в соответствии с описанным выше алгоритмом. Амплитуды в каждом опыте измерять минимум три раза. В расчетах использовать средние значения амплитуд.

4. Вычислить дисбаланс.

5. Определить угол установки корректирующей массы.

6. Задав массу, найти радиус установки корректирующего груза.

7. Установить массу в прорези диска машины согласно расчетам.

8. Провести опыт для определения снижения амплитуды и в случае его увеличения переустановить противовес в диаметрально противоположное положение.

9. Закрепить окончательно противовес в прорези диска машины под углом , при котором амплитуда колебаний рамы минимальна.

10. Оформить отчет.

ВОПРОСЫ ДЛЯ САМОКОНТРОЛЯ

1. Отчего машины шумят и вибрируют?

2. Как борются с вибрациями в машинах?

3. Как борются с вибрациями роторов?

4. Какие существуют методы балансировки роторов?

5. В чем состоит физический смысл балансировки роторов?

6. Когда проводят статическую балансировку роторов?

7. Когда проводят динамическую балансировку роторов?

8. Как проводят статическую балансировку роторов?

9. Как проводят динамическую балансировку роторов?

10. Для чего нужна дополнительная масса и как ее выбирают?

11. Как определяют угол установки корректирующей массы?

библиографический список

1. Левитский Н.И. Теория механизмов и машин : учеб. пособие для вузов. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Наука, 1990.

2. Теория механизмов / Под ред. В.А. Гавриленко : учеб. пособие для втузов. – М.: Высш. шк., 1973.

3. Артоболевский И.И. Теория механизмов : учебник. – М.: Машиностроение,1967.

4. Попов С.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и механики машин : учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов / Под ред. К.В. Фролова. – М.: Высш. шк., 1986.

5. Смелягин А.И. Структура механизмов и машин : учеб. пособие / Новосиб. гос. техн. ун-т. – Новосибирск, 2002.

6. Теория механизмов и машин / К.В. Фролов, С.А. Попов, А.К. Мусатов
и др. / Под ред. К.В. Фролова : учеб. пособие для втузов. – М.: Высш. шк., 1987.

ОГЛАВЛЕНИЕ