Взаємозамінність, стандартизація та технічні вимірювання

Размещено на http://www.allbest.ru/

КУРСОВАЯ РАБОТА

ВЗАЄМОЗАМІННІСТЬ, СТАНДАРТИЗАЦІЯ ТА ТЕХНІЧНІ ВИМІРЮВАННЯ

Зміст

Вступ

1. Загальні положення

1.1 Мета і обсяг курсової роботи

1.2 Зміст графічної частини курсової роботи

1.2.1 Загальні правила

1.2.2 Зміст графічної частини

1.3 Вказівки по виконанню матеріалів пояснювальної записки

1.3.1 Титульний лист

1.3.2 Індивідуальне завдання

1.3.3 Зміст

1.3.4 Вступ

1.3.5 Зміст основної частини пояснювальної записки

1.3.6 Висновки

1.4 Правила оформлення пояснювальної записки

1.4.1 Загальні правила

1.4.2 Оформлення формул

1.4.3 Оформлення ілюстрацій

1.4.4 Оформлення таблиць

1.4.5 Перелік літературних джерел

1.4.6 Додатки

2. Функціональне призначення вузла та принцип його роботи. Обґрунтування призначення посадок

2.1 Функціональне призначення вузла та принцип його роботи

2.2 Обґрунтування призначення посадок

3. Розрахунок та вибір посадок гладких з'єднань

3.1 Розрахунок і вибір посадок в підшипниках ковзання

3.1.1 Особливості посадок з зазором

3.1.2 Алгоритм розрахунку посадки з зазором

3.1.3 Приклад розрахунку посадки з зазором

3.2 Розрахунок і вибір перехідних посадок

3.2.1 Особливості перехідних посадок

3.2.2 Алгоритм розрахунку перехідної посадки

3.2.3 Приклад розрахунку перехідної посадки

3.3 Розрахунок і вибір посадок з натягом

3.3.1 Особливості посадок з натягом

3.3.2 Алгоритм розрахунку посадок з натягом

3.3.3 Приклад розрахунку посадки з натягом

4. Розрахунок та проектування калібрів для контролю гладких циліндричних виробів

4.1 Призначення та область застосування граничних калібрів

4.2 Розміри і допуски калібрів

4.3 Алгоритм розрахунку виконавчих розмірів гладких калібрів

4.4.Матеріали та маркування калібрів

4.5 Приклад розрахунку виконавчих розмірів калібрів

4.6 Приклад розрахунку виконавчих розмірів калібру-скоби та контркалібру

5. Розрахунок і вибір посадок підшипників кочення

5.1 Загальна характеристика підшипників кочення

5.2 Допуски і посадки підшипників кочення

5.3 Алгоритм розрахунку та вибору посадок підшипників кочення

5.4 Приклад розрахунку та вибору підшипників кочення

6. Призначення і розрахунок посадок для кріпильних різьбових з'єднань

6.1 Загальна характеристика різьбових з'єднань

6.2 Допуски і посадки різьбового з'єднання

6.3 Алгоритм розрахунку основних параметрів різьбового з'єднання

6.4 Приклад розрахунку посадки для різьбового з'єднання

7. Вибір та розрахунок посадок для шпонкових з'єднань

7.1 Загальна характеристика шпонкових з'єднань

7.2 Допуски і посадки шпонкових з'єднань

7.3 Алгоритм розрахунку посадок для шпонкових з'єднань

7.4 Приклад розрахунку посадки шпонкового з'єднання

8. Вибір та розрахунок посадок для шліцьових з'єднань

8.1 Загальна характеристика шліцьових з'єднань

8.2 Допуски і посадки прямобічних шліцьових з'єднань

8.3 Алгоритм розрахунку посадок для шліцьових з'єднань

8.4 Приклад розрахунку посадок шліцьового з'єднання

9. Розрахунок розмірних ланцюгів

9.1 Основні поняття і визначення

9.2 Розрахунок розмірного ланцюга методом максимуму-мінімуму

9.3 Розв'язання прямої задачі

9.4 Приклад розрахунку розмірного ланцюга

10. Розрахунок точності циліндричних зубчатих коліс

10.1 Основні поняття та визначення

10.2 Алгоритм розрахунку точності зубчатого колеса

10.3 Приклад розрахунку циліндричного зубчатого колеса

11. Вимоги до виконання робочих креслень деталей

11.1 Правила і рекомендації по призначенню допусків і граничних відхилень

11.1.1 Граничні відхилення розмірів

11.1.2 Допуски форми і розташування

11.2 Технічні вимоги на кресленнях

11.3 Призначення допусків форми, розташування і шорсткості поверхонь для виконання робочих креслень валів

11.3.1 Загальні вимоги до вибору допусків форми і розташування

11.3.2 Призначення допусків форми і розташування поверхонь

11.3.3 Призначення параметрів шорсткості

Перелік посилань

Глосарій

Додатки

1. Загальні положення

1.1 Мета і обсяг курсової роботи

Виконання курсової роботи з дисципліни “Взаємозамінність, стандартизація та технічні вимірювання” є підсумковим етапом вивчення дисципліни студентами машинобудівних та механічних спеціальностей. В процесі виконання курсової роботи студенти одержують і закріплюють навички використання теоретичних знань на практиці.

Кожен студент виконує індивідуальне завдання, яке містить:

аналіз роботи механізму та обґрунтування призначення посадок;

розрахунок та вибір посадок для гладких з'єднань (посадка з зазором, з натягом, перехідна посадка), посадок для з'єднань підшипників кочення з корпусом та валом, різьбового, шпонкового та шліцьового з'єднань;

зображення схем розташування полів допусків різних видів з'єднань;

розрахунок допусків розмірів, які входять в розмірні ланцюги.

Для виконання курсової роботи студенту пропонується частина складального креслення вузла. Перед початком роботи студенту необхідно зрозуміти будову і принцип дії складальної одиниці, призначення окремих її частин і деталей. Номінальні розміри деталей повинні бути узгоджені з рядом нормальних лінійних розмірів по ГОСТ 6639-95.

Курсова робота складається: з розрахунково-пояснювальної записки (ПЗ) обсягом 30-35 сторінок машинописного тексту на аркушах формату А4 (додатки до вказаного обсягу не входять), та графічної частини 1-2 листи формату А1.

Пояснювальна записка містить такі частини:

Вступну частину

- титульний аркуш;

- індивідуальне завдання;

- зміст.

- Основну частину

- вступ;

- суть роботи;

- висновки;

- перелік літературних джерел.

- Додатки.

Зміст графічної частини курсової роботи

1.2.1 Загальні правила

Графічна частина курсової роботи виконується на листах, розміри яких відповідають міждержавному стандарту ГОСТ 2301-68:

Посилання на графічну частину виконують за формою: «…наведено на кресленні 08-26.ВСТВ.015.00.000СК».

Кожен графічний документ повинен мати своє унікальне позначення відповідно до рекомендацій методичного кабінету ВНТУ (додаток Г).

Позначення документів вказують на титульних листах та на графічній документації.

1.2.2 Зміст графічної частини

Складальне креслення механізму

Складальне креслення механізму виконується згідно з вимогами міждержавного стандарту ГОСТ 2.109-73. На кресленні вказують габаритні та інші необхідні розміри. Складальне креслення (додаток Д1) виконують на листах формату А1 або А2.

На складальному кресленні на всі види з'єднань проставляються номінальні розміри з'єднання та посадки, які вибирають з стандартних рекомендованих або встановлених в результаті розрахунку.

Робочі креслення

З складального креслення механізму необхідно відповідно до індивідуального завдання накреслити робочі креслення наступних деталей (за вибором викладача):

- деталь типу «Ступінчатий вал» (додаток Д2);

- зубчате колесо (додаток Д3);

- деталь типу «Кришка» (додаток Д4);

- деталь типу «Втулка» (додаток Д5).

Робочі креслення деталей вузла виконують на окремих форматах, які об'єднують в один аркуш (допускається не об'єднувати). На кожному форматі креслять тільки одну деталь в необхідній кількості проекцій.

На кресленнях деталей вказують:

- необхідну кількість проекцій, наносять розміри, які потрібні для виготовлення деталі;

- граничні відхилення номінальних розмірів високої точності вказуються для кожного розміру, граничні відхилення, які повторюються низької точності на креслення не наносять, а вказують в технічних вимогах;

- числові значення допусків форми та розташування поверхонь;

- допустиму шорсткість поверхонь деталей в відповідності з ГОСТ 2.309-95;

- види обробки, матеріал і сортамент деталей.

1.3 Вказівки по виконанню матеріалів пояснювальної записки

1.3.1 Титульний лист

Титульний аркуш - це перша сторінка курсової роботи, яка в загальну кількість аркушів ПЗ не входить. Титульний аркуш виконується за встановленим зразком згідно з діючим стандартом на текстову конструкторську документацію (ДСТУ 3008-95).

Для курсової роботи титульний аркуш виконується без рамки.

Зразок виконання титульного аркушу курсової роботи наведено в Додатку А.

Індивідуальне завдання

Індивідуальне завдання (Додаток Б) виконане на спеціальному бланку кафедри і затверджене завідувачем кафедри видається керівником курсової роботи на початку семестру. Індивідуальне завдання в перелік змісту не входить і є другою сторінкою після титульного аркушу.

Зміст

Зміст розташовують після індивідуального завдання. До змісту включають вступ, назви розділів і підрозділів основної частини, висновки, перелік посилань, назви додатків.

Зміст за нумерацією ПЗ є третьою сторінкою. Нумерація сторінок повинна бути наскрізна. До змісту включають всі заголовки (без змін), які є в документі і в додатках за формою (ДСТУ 3008-95)

В додатку В наведено зразок орієнтовного переліку змісту складових частин пояснювальної записки.

Вступ

Вступ пишуть з нової пронумерованої сторінки з заголовком “ВСТУП” посередині рядка (ДСТУ 3008-95) великими літерами (тип шрифту - напівжирний).

Текст вступу повинен бути коротким і висвітлювати питання актуальності, значення, сучасний рівень і призначення курсової роботи.

Вступ висвітлює: стан проблеми в даній галузі, до якої має відношення розробка; галузь використання та призначення; мету та загальну постановку задачі; актуальність, яка повинна подаватись в останньому абзаці вступу, з метою стислого викладання суті розробки.

Кількість сторінок вступу не повинна перевищувати 1- 2 сторінок.

Зміст основної частини пояснювальної записки

Основна частина роботи містить усі необхідні розробки та обґрунтування прийнятих рішень, які супроводжуються відповідними розрахунками (в тому числі з допомогою ЕОМ), ілюстраціями, посиланнями на літературні джерела.

Функціональне призначення вузла та принцип його роботи. Обґрунтування призначення посадок.

Розділ містить опис функціонального призначення вузла та принципу його роботи. Для кожного з'єднання обґрунтовується попереднє призначення посадок. Посадки призначаються із рекомендованих для даних з'єднань.

Розрахунок і вибір посадок.

Дається загальна характеристика призначення даних посадок. На початку розрахунку вказують мету та задають вхідні дані для розрахунку , згідно свого варіанту. Розрахунок посадок виконують по алгоритму. Обов'язково вказуються формули та пояснення до їх складових, посилання на формули. Всі розрахунки необхідно приводити в записці.

По кожному з розділів роблять висновок про відповідність посадок вибраних в результаті розрахунків попередньо призначеним.

Схеми розташування полів допусків різних видів з'єднань.

Після проведених розрахунків креслять схеми розташування полів допусків спряжених деталей (додатки Д6 і Д7), та фрагменти складального креслення, які розміщують в додатку або на окремому листі графічної частини. На схемі вказуються числові значення відхилень, граничних розмірів, допусків та всіх необхідних характеристик посадок. Результати розрахунку рекомендується зводити в таблицю.

Розрахунок допусків розмірів, які входять в розмірні ланцюги

На основі аналізу конструкції механізму складається розмірний ланцюг та вибирається метод його рішення і проводяться необхідні розрахунки. Результати розрахунків розмірного ланцюга враховуються під час виконання робочого креслення валу.

Висновки

Висновки оформлюють з нової пронумерованої сторінки посередині рядка (ДСТУ 3008-95) великими літерами, тип шрифту - напівжирний.

Висновки є заключною частиною, підсумком прийнятих рішень під час виконання курсової роботи, де визначаються шляхи подальшого удосконалення прийнятих рішень. Вказують значення виконаної роботи для виробництва і перспективи реалізації роботи.

В тексті пояснювальної записки рекомендується приводити висновки до кожного розділу, оскільки вони є самостійними рішеннями.

1.4 Правила оформлення пояснювальної записки

1.4.1 Загальні правила

При оформлені текстової частини пояснювальної записки до курсової роботи необхідно дотримуватись вимог за ДСТУ 3008-95.

Відступи від країв аркуша: зверху, знизу і зліва - 20 мм; справа - 10 мм. Абзац - 12,5 мм. Міжрядковий інтервал - одинарний.

Нумерація сторінок в правому верхньому кутку, починаючи зі змісту.

Заголовки структурних частин, розділів виконують великими літерами посередині рядка напівжирним шрифтом, всі інші з абзацу малими літерами починаючи з великої. Слово «Додатки» - малими літерами з першою великою посередині рядка. Запис літературного джерела: «ПЕРЕЛІК ПОСИЛАНЬ» [17].

Кожен розділ рекомендується починати з нової сторінки.

Розділи нумерують порядковими номерами в межах всього документа (1, 2 і т.д.). Після номера крапку не ставлять, а пропускають один знак.

Підрозділи нумерують в межах кожного розділу, пункти в межах підрозділу і т.д. за формою (1.1, 1.2, 1.2.1 і т.д.). Цифри, які вказують номер, не повинні виступати за абзац.

Посилання в тексті на розділи виконується за формою: „...наведено в розділі 3”.

1.4.2 Оформлення формул

Кожну формулу записують з нового рядка, симетрично до тексту. Між формулою і текстом пропускають один рядок.

Умовні буквені позначення (символи) в формулі повинні відповідати установленим у міждержавному стандарті ГОСТ 1494-77. Їх пояснення наводять у тексті або одразу під формулою. Для цього після формули ставлять кому і записують пояснення до кожного символу з нового рядка в тій послідовності, в якій вони наведені у формулі, розділяючи їх крапкою з комою. Перший рядок повинен починатися з абзацу і слова „де” без будь-якого знака після нього [17].

Всі формули нумерують в межах розділу арабськими числами. Номер вказують в круглих дужках з правої сторони, в кінці рядка, на рівні закінчення формули. Номер формули складається з номера розділу і порядкового номера формули в розділі, розділених крапкою. Дозволяється виконувати наскрізну нумерацію в межах всього документа.

Приклад

Таким чином, визначаємо питомий тиск у підшипнику

(1.1)

де R - навантаження на підшипник;

l - довжина підшипника ;

D - номінальний діаметр з'єднання.

Одиницю виміру, при необхідності, вміщують в квадратні дужки.

Числову підстановку і розрахунок виконують з нового рядка не нумеруючи. Одиницю виміру вміщують в круглі дужки. Наприклад,

Посилання на формули в тексті дають в круглих дужках за формою: „...в формулі (2.1)”; „...в формулах (2.3,..., 2.7)”.

1.4.3 Оформлення ілюстрацій

Для пояснення викладеного тексту рекомендується його ілюструвати графіками, кресленнями, фрагментами схем. Розміщують ілюстрації в тексті або в додатках.

В тексті ілюстрацію розміщують симетрично до тексту після першого посилання на неї або на наступній сторінці, якщо на даній вона не уміщується.

Всі ілюстрації в пояснювальній записці називають рисунками і позначають під ілюстрацією симетрично до неї за такою формою: „Рисунок 3.5 - Найменування рисунка”. Крапку в кінці не ставлять, знак переносу не використовують. Якщо найменування довге, то його продовжують у наступному рядку під найменуванням.

На всі ілюстрації в тексті пояснювальної записки мають бути посилання. Посилання виконують за формою: „...показано на рисунку 3.1” або в дужках за текстом (рисунок 3.1), на частину ілюстрації: „...показні на рисунку 3.2, б”. Посилання на раніше наведені ілюстрації дають з скороченим словом “дивись” відповідно в дужках (див. рисунок 1.3) [17].

ДСТУ 3008-95 допускає скорочення, тобто замість „Рисунок…” - „Рис…”.

Між ілюстрацією і текстом пропускають один рядок.

Нумерують ілюстрації в межах розділів, вказуючи номер розділу і порядковий номер ілюстрації в розділі розділяючи крапкою. Дозволяється наскрізна нумерація в межах всього документа.

Якщо частини ілюстрації не вміщуються на одній сторінці, то їх переносять на наступні сторінки. Під початком ілюстрації вказують повне її позначення, а під продовженням позначають „Рисунок 3.2” (продовження).

1.4.4 Оформлення таблиць

Таблицю розміщують симетрично до тексту після першого посилання на даній сторінці або на наступній, якщо на даній вона не вміщується.

ДСТУ 3008-95 пропонує такий запис таблиці:

Таблиця 1 - Назва таблиці

На всі таблиці мають бути посилання за формою: „...наведено в таблиці 3.1”, „...в таблицях 3.1-3.5” або в дужках по тексту (таблиця 3.6). Посилання на раніше наведену таблицю за формою (див. таблицю 2.4) [17].

1.4.5 Перелік літературних джерел

Список літератури для курсової роботи оформлюють з заголовком "ПЕРЕЛІК ПОСИЛАНЬ" з нової пронумерованої сторінки, посередині.

Список літератури повинен включати тільки ті літературні джерела, які використовувалися в курсовій роботі.

Посилання на літературу наводять в квадратних дужках, вказуючи порядковий номер за списком [17]. В списку кожну літературу записують з абзацу і нумерують арабськими числами. Літературу записують мовою, якою вона видана.

Форми запису літератури:

1. Прізвище І. Б. Назва книги. - Місце видання: Видавництво, Рік.- Число сторінок.

2. Назва книги / І.Б. Прізвище.(декілька авторів)- Місце видання: Видавництво, Рік.- Число сторінок.

3. ГОСТ 6636.78. Ряды линейных (диаметров, длин, высот, глубин и др.). - М.: Издательство стандартов, 1981. - 6 с.

Додатки

Ілюстрації, таблиці, текст допоміжного характеру, схеми можна оформляти у додатках.

Додатки оформлюють як продовження документа на його наступних сторінка, розташовуючи в порядку посилань на них у тексті пояснювальної записки.

Кожен додаток необхідно починати з нової сторінки вказуючи зверху посередині рядка слово „Додаток” і через пропуск його позначення. Додатки позначають послідовно великими українськими літерами [17].

Кожен додаток повинен містити тематичний (змістовий) заголовок, який записують посередині рядка малими літерами починаючи з великої.

Ілюстрації, таблиці, формули нумерують в межах кожного додатка, вказуючи його позначення: „Рисунок Б3 - Найменування”; „Таблиця В5 - Найменування”.

Посилання на додатки в тексті ПЗ дають за формою: „...наведено в додатку А”, „...наведено в таблиці В5” або (додаток Б); (додатки К, Л).

Нумерація аркушів документа і додатків, які входять до його складу повинна бути наскрізна.

Всі додатки включають у зміст, вказуючи номер, заголовок і сторінки з яких вони починаються.

2. Функціональне призначення вузла та принцип його роботи. Обґрунтування призначення посадок

2.1 Функціональне призначення вузла та принцип його роботи

Приводиться аналіз роботи механізму по складальному кресленню (додаток Д1). Попередньо складається специфікація (додаток Д10), де вказуються номера позицій всіх деталей складального креслення, яка розміщується в додатку до курсової роботи.

Приклад аналізу складального креслення (див. додаток Д1). Крутний момент через клинопасову передачу від двигуна передається на шків 7, що встановлений за допомогою шпонки на конічному кінці шліцьового вала 10. Шліцьовий вал 10 змонтовано в корпусі на підшипниках ковзання 8. На шліцьовому валу 10 встановлено зубчатий блок 9, що передає обертальний рух на вал 2. Зубчаті колеса 3, 4 і 5, що входять в зачеплення з зубчатим блоком 9, встановленні на валу 2, змонтованому в корпусі на підшипниках кочення 6. Зубчате колесо 3 з'єднане з валом 2 за допомогою шпонки, а зубчаті колеса 4 і 5 встановлені з натягом на валу 2. З'єднуючи зубчатий блок 9 з однією із шестерень 3, 4 або 5, вал 2 одержуватиме три різні частоти обертання. Якісне функціонування вузла забезпечується величиною ланок А₁ і А₂ .

2.2 Обґрунтування призначення посадок

Під час аналізу роботи механізму (додаток Д1), для кожного з з'єднань проводиться обґрунтування призначення посадок. В подальших розрахунках курсової роботи порівнюють попередньо призначені посадки з прийнятими розрахунковими.

Один з прикладів обґрунтування призначення посадок.

Кришки 12, 14, 21 з'єднанні з корпусом 1 за допомогою посадки з зазором , які рекомендовані для такого типу з'єднання. Втулка 20 (підшипник ковзання ) з'єднана з валом 10 за допомогою посадки з зазором , яка визначена в процесі розрахунків. Зубчасті колеса 3 та 11 з'єднанні з валами 2 і 10 перехідною посадкою за допомогою вільного шпонкового з'єднання для забезпечення роз'ємного і точного центрування з'єднання.

Обґрунтування здійснюється для кожного типу з'єднання, які є на складальному кресленні по номерам позицій.

3. Розрахунок та вибір посадок гладких з'єднань

3.1 Розрахунок і вибір посадок в підшипниках ковзання

Вихідні дані для розрахунку та вибору посадки в підшипниках ковзання наведені в таблиці 3.1, які містять наступні параметри:

частоту обертання n, об/хв.;

радіальне навантаження R, Н;

діаметр цапфи підшипника d, мм;

робочу температуру підшипника t_p ;

марку мастила.

Таблиця 3.1 - Вихідні дані розрахунку посадки в підшипниках ковзання

№ варіанту	Діаметр d1, мм	Навантаження R, Н	Частота обертання n, oб/хв	Робоча температура tроб,С	Марка мастила
1	2	3	4	5	6
1	40	500	1590	65	Т30
2	38	650	1700	55	Т46
3	62	1200	2060	60	АС-6
4	90	1800	1650	70	АС-8
5	41	1450	1480	55	Ткп
6	52	3000	1300	60	К-12
7	65	4100	1260	65	АС-10
8	75	5000	840	75	К-19
9	83	850	790	60	ТК
10	98	1000	2400	65	И-70А
11	18	900	2150	70	И-5А
12	24	750	1280	75	Л
13	37	1200	1750	55	МВП
14	46	2500	1420	60	И-8А
15	43	600	1300	65	И-12К
16	36	550	950	70	И-25А
17	47	850	710	70	И-30
18	58	1200	1100	75	Т22
19	45	1800	880	65	К-12
20	36	1500	1500	55	К-19
21	32	3000	2000	75	ТК
22	26	1450	1450	60	И-70А
23	20	700	1280	65	И-5А
24	64	650	1100	70	И-8А
25	52	700	1000	55	Л
26	34	680	950	70	И-12К
27	29	540	2430	60	Т
1	2	3	4	5	6
28	35	970	1200	75	Т30
29	43	1930	870	60	Т46
30	51	2100	1050	70	АС-6

3.1.1 Особливості посадок з зазором (clearance fit)

Посадки з зазором застосовуються для рухомих і нерухомих з'єднань. В таких посадках передбачається гарантований зазор, необхідний для свободи переміщення деталей, розміщення шару мастила, забезпечення простоти складання та розбирання механізмів, взаємного переміщення деталей, компенсації температурних деформацій, а також компенсації похибок форми і взаємного розташування поверхонь і осей.

Найбільш відповідальними рухомими з'єднаннями є підшипники ковзання, які працюють в умовах рідинного тертя. Для забезпечення довговічності необхідно, щоб при сталому режимі підшипники працювали з мінімальним зносом. Це досягається при рідинному терті, коли поверхні деталей, які обертаються повністю розділені шаром мастила. Найбільшого розповсюдження набули гідродинамічні підшипники (hydrodynamic bearings). В стані спокою вал в підшипнику лежить на нижній твірній (рисунок 3.1 а) і практично повністю витісняє мастило в зоні максимального зближення поверхонь. З'єднання має максимальний ексцентриситет і односторонній (розташований зверху) діаметральний зазор.

В процесі обертання вала в підшипнику мастило, внаслідок в'язкості, отримує деяку швидкість і нагнітається в клинову порожнину, яка поступово звужується. В результаті виникає гідродинамічний тиск, який прагне розклинити поверхні вала та підшипника. Вал дещо піднімається і зміщується в сторону обертання (рисунок 3.1 б). Для сталого режимі роботи з'єднання з зазором, який заповнений мастилом, буде продовжуватись насосна дія масляного клина і вал буде “плавати” в змащувальному матеріалі. Дана умова в кожному окремому випадку (в залежності від розмірів і матеріалів деталей, які з'єднуються, навантаження, швидкості, температури, марки мастила, режимів роботи та інше) буде спостерігатися лише в певному інтервалі зазорів.

Діаметральний зазор в підшипнику, який працює, поділяється на дві нерівні частини. Менша визначає зазор (товщину мастильного шару) в місці найбільшого зближення - h, інша, зазор на протилежній стороні - Н=S-h. Залежність товщини мастильного шару від зазору (рисунок 3.2) показує, що в кожному з'єднанні існує оптимальне значення зазору S_опт, при якому товщина мастильного шару найбільша ( тобто найменші втрати на тертя і висока надійність роботи), а значення функціональних зазорів S_min, і S_max, в з'єднанні при h_min ще й забезпечує рідинне змащування.

а) б)

Рисунок 3.1 - Схема роботи підшипника ковзання (а - в стані спокою, б - для сталого режиму роботи)

В підшипнику з початковим зазором S_min, товщина мастильного шару h по мірі збільшення зазору спочатку збільшується, а потім зменшується аж до розриву мастильної плівки і порушення режиму рідинного тертя.

Рисунок 3.2 - Залежність величини мастильного шару від значення зазору у з'єднанні

Положення вала при сталому режимі роботи визначається абсолютним і відносним ексцентриситетами (рис.3.1). Найменша товщина мастильного шару h_min (в місці найбільшого зближення) пов'язана з відносним ексцентриситетом залежністю

(3.1)

Для забезпечення рідинного тертя необхідно, щоб мікронерівності вала і цапфи підшипника не контактували в процесі роботи підшипника, тобто шар мастила не мав розривів. Це забезпечується умовою

де - шорсткість (roughness) відповідно внутрішньої поверхні підшипника і цапфи валу;

Д_ф, Д_р - поправки, які враховують вплив похибок форми і розташування цапфи і поверхні підшипника;

Д_зг - поправка, яка враховує вплив згину валу;

- добавка, на нерозривність мастильного шару, що враховує відхилення від прийнятого режиму роботи (навантаження, швидкості, деформацію та інші), = (2…3) мкм.

В практичних розрахунках мінімальну товщину мастильного шару визначають за формулою

, (3.2)

де k - коефіцієнт запасу надійності по товщині мастильного шару (k ? 2);

- шорсткість поверхні підшипника і цапфи валу відповідно;

З рисунка 3.2 видно, що точкам 1 і 2, які отримані при перетині прямої з кривою h = f (S), відповідає мінімально допустима товщина мастильного шару [h_min], це дозволяє визначити значення мінімального [S_min] і максимального [S_max] зазорів, за яких умови рідинного тертя ще зберігаються. Тому для забезпечення мінімально необхідної товщини мастильного шару граничні значення зазорів посадки, що вибирається, повинні відповідати основній умові

S_min ? [S_min], S_max ? [S_max],

де S_min, S_max - відповідно мінімальний і максимальний зазори стандартних посадок, вибраних у відповідності з ГОСТ 25347-89 - “Граничні зазори в посадках з зазором при розмірах від 1-500 мм”.

3.1.2 Алгоритм розрахунку посадки з зазором

Для підшипника ковзання, який працює в умовах рідинного тертя за відомих значень діаметра і дожини контакту підшипника - d і l (див. рисунок 3.3), навантаження на підшипник - R, частоти обертання валу - n, динамічної в'язкості - та марки мастила, необхідно визначити значення граничних зазорів і вибрати стандартну посадку. Розрахунки рекомендується вести в такій послідовності.

1) Для визначення середнього питомого тиску у гідродинамічних підшипниках використовують залежність

, (3.3)

де м - динамічна в'язкість мастила при робочій температурі підшипника, Н•с/м²;

щ - кутова швидкість цапфи, рад/с;

S - діаметральний зазор, м;

D - номінальний діаметр спряження, м;

C_R - безрозмірний коефіцієнт навантаження підшипника, який залежить від відношення l/D і ч;

l - довжина підшипника, м;

ч - відносний ексцентриситет, який пов'язаний залежністю з величиною товщини мастильного шару h.

Середній питомий тиск у підшипнику можна визначити по спрощеній формулі

, [Н/м²], (3.5)

де R - навантаження на підшипник, (Н);

l - довжина з'єднання поверхонь підшипника з валом, (м);

d_н - номінальний діаметр з'єднання (м).

Рисунок 3.3 - Розрахункова схема визначення допустимих зазорів

2) Визначається мінімальна товщина мастильного шару за формулою (3.2).

Рекомендації по нормуванню шорсткості поверхні наведені в таблиці Ж1 (додаток Ж).

3) Правильність призначення температури роботи підшипника перевіряється тепловим розрахунком. Робоча температура підшипника повинна бути не вище 60...75⁰ C. Відповідно з прийнятою температурою t_n і маркою мастила визначається його динамічна в'язкість:

, (3.5)

де - динамічна в'язкість при t_n=50⁰С (додаток Ж, таблиця Ж2).

4) Положення вала під час сталого режиму роботи визначається абсолютним і відносним ексцентриситетами. Найменша товщина мастильного шару h_min (в місці найбільшого зближення) пов'язана відносним ексцентриситетом залежністю (3.1).

Для визначення значення максимального і мінімального відносного ексцентриситету визначають величину А, яка дорівнює

,

де C_R - безрозмірний коефіцієнт навантаження підшипника, який залежить від відношення l/d_н і ч;

ч - відносний ексцентриситет, який пов'язаний залежністю з величиною товщини мастильного шару h.

Значення залежить від співвідношення l/d_н (додаток Ж, таблиця Ж3).

Після розрахунків мінімальної допустимої величини мастильного шару [h_min] за формулою (3.2), визначають величину А_h

. (3.6)

Якщо відомо частота обертання валу n, кутова швидкість дорівнює

. (3.7)

Визначають максимальний допустимий зазор

[S_mах] = . (3.8)

Графік зміни величини А від ч зображений на рисунку 3.4, де показана зона надійної роботи підшипника, тобто зона при ч_min.

По розрахованому значенню коефіцієнта і співвідношенню (одна із кривих графіка 3.4) знаходимо точки перетину прямої, яка відповідає значенню з кривою графіка. Цим точкам перетину відповідають значення відносних ексцентриситетів _min і _max, при яких товщина мастильного шару мінімальна .



Рисунок 3.4 - Графік для визначення відносних ексцентриситетів _min і _max

6) Визначення значення мінімального допустимого зазору відбувається по знайденому значенню _min (див. пункт 5 алгоритму). Мінімальний допустимий зазор

[S_min]=. (3.9)

Коли значення _min виявляється меншим 0,3, то мінімальний граничний зазор [S_min] дорівнюватиме:

[S_min]=2,857 [h_min] (3.10)

де А_x - точка перетину з кривою співвідношенням l/d_H для =0,3 (рисунок 3.4).

7) Визначають допоміжну умову, яка передбачає, що середній зазор S_c в посадці повинен приблизно дорівнювати оптимальному S_опт. Оптимальний зазор розраховують по формулі:

(3.11)

Значення А_опт та _опт відповідають найвищій точці кривої з співвідношенням l/d_н (рисунок 3.4).

8) Для забезпечення мінімально необхідної товщини мастильного шару граничні значення зазорів посадки, що вибирається, повинні відповідати основній умові

S_min ? [S_min], S_max ? [S_max],

де S_min, S_max - відповідно мінімальний і максимальний зазори стандартних вибраних посадок.

По таблицям допусків і посадок ГОСТ 25347-89 вибираються всі посадки за значенням [S_min] та [S_mах], щоб виконувалась основна умова. Посадки аналізуються та приймається лише одна із них за таких міркувань:

- надається перевага використання посадок в системі отвору (hole system fit), тому всі посадки в системі валу (shaft system fit) не беремо до уваги (крім випадків, коли на даній ступені валу є декілька спряжень, тоді перевага надається системі валу);

з залишених посадок вибираємо ту, яка найбільше відповідає допоміжній умові, коли середній зазор вибраної посадки відносно близький до оптимального зазору (якщо таких посадок декілька, то застосовують посадку, яку стандарт рекомендує застосовувати в першу чергу).

Для вибраної посадки будують схеми полів допусків з позначенням основних характеристик (Рисунок Д 11) Для розрахунку основних характеристик використовують ГОСТ 25347-89.

Якщо для даних умов на якому-небудь етапі задача не розв'язується, дозволяється коригувати вихідні данні, тобто змінювати в певних межах числові значення наступних параметрів , R_a , l/d.

3.1.3 Приклад розрахунку посадки з зазором

Для підшипника ковзання, який працює в умовах рідинного тертя при відомих значеннях діаметра і дожини контакту підшипника - d_H = 26мм і l = 26мм, навантаження на підшипник - R =80H , кількості обертів за хвилину - n = 400 об/хв, та марки мастила И-50А, необхідно визначити значення граничних зазорів і вибрати стандартну посадку.

1 Визначаємо середній питомий тиск в підшипнику за формулою [2]

[Н/м²]

де R - навантаження на підшипник (Н);

l - довжина з'єднання поверхонь вала і отвору (м);

d_H - номінальний діаметр з'єднання (м).

(H/м²).

2 Визначаємо допустиму мінімальну товщина мастильного шару за формулою [2]:

,[мкм]

де - c висота нерівностей відповідно поверхні валу і підшипника;

- добавка на нерозривність мастильного шару, що враховує відхилення навантаження, швидкості, деформацію та інші, = (2…3) мкм;

К ? 2 - коефіцієнт запасу надійності по товщині мастильного шару.

Рекомендації по нормуванню шорсткості поверхні приведені в [4].

Приймаємо висоту мікронерівностей відповідно до 7 квалітету R_aD = R_ad = 0.63 мкм, К = 2, =2

2(40,63+40,63+2)=14,1мкм=14,110^-6 (м).

3 В нашому випадку для марки мастила И-5А при t_n=50⁰С коефіцієнт динамічної в'язкості =43•10^-3

4 Розраховуємо значення коефіцієнту A_h по формулі:

,

де - кутова швидкість вала (с^-1).

Коли відомо число обертів валу за хвилину n, кутова швидкість дорівнює:

, [c^-1]

За даними, частота обертання валу n = 400 об/хв., тоді кутова швидкість буде дорівнювати

(c^-1).

5 Визначаємо мінімальний допустимий зазор

[S_min] = 2,857 [h_min] [мкм]

Значення А_x визначається при співвідношенні l/d_H =1 і =0,3, тоді

A_x =0,44

6 Визначаємо максимальний допустимий зазор

[S_mах] = , [мкм]

По графіку і значенню А_h = 0,278 аналогічно пункту знаходимо максимальний відносний ексцентриситет _max =0.9 і розраховуємо максимальний допустимий зазор :

7 Визначаємо допоміжну умову, яка передбачає, що середній зазор S_c в посадці повинен приблизно дорівнювати оптимальному S_опт. Оптимальний зазор розраховуємо по формулі:

[мкм]

Значення А_опт та _опт визначаємо по графіку які відповідають найвищій точці кривої з співвідношенням l/d_н , _опт = 0,45, А_опт = 0,47 при l/d_н =1.

8 За таблицями допусків і посадок [2] вибираємо всі посадки за [S_min] і [S_mах], щоб виконувалась основна умова

S_min = > [S_min],

S_mах = <[S_max].

В нашому випадку це такі посадки:

Ш26 D8/h6, Ш26 H7/d8, Ш26 D8/h7,

Ш26 D9/h8, Ш26 H8/d8, Ш26 D8/h8.

В ЄСДП переважне використання надається системі отвору, тому всі посадки в системі валу не беремо до уваги. З посадок, які залишилися вибираємо рекомендовану посадку

Для вибраної посадки основна умова:

S_min = 65 мкм > [S_min] = 64 мкм;

S_mах =131 мкм <[S_max] = 281 мкм,

9 Розрахунок основних характеристик вибраної посадки

Визначаємо максимальний та мінімальний граничні розміри для отвору

D_max = D_H + ES = 26+ 0.039 = 26.039 (мм);

D_min = D_H + EI = 26 + 0 = 26 (мм).

Визначаємо допуск для отвору

TD = D_max - D_min = 26.039 - 26 = 0.039 (мм).

Визначаємо максимальний та мінімальний граничні розміри для валу

d_max = d_H + es = 26 + (- 0.065) = 25.935 (мм);

d_min = d_H + ei = 26 + (- 0.098) = 25.902 (мм).

Визначаємо поле допуск для валу

Td = d_max - d_min = 25.935 - 25.902 = 0.033 (мм).

Визначаємо максимальний граничний зазор

S_max = D_max - d_min = 26.039 - 25.902 = 0.137 (мм).

Визначаємо мінімальний граничний зазор

S_min = D_min d_max = 26 - 25.935 = 0.065 (мм).

Визначаємо допуск посадки

T_s = S_max - S_min = 0.137 - 0.065 = 0.072 (мм).

Результати розрахунків заносимо в таблицю 3.2. Для інших типових з'єднань розрахунки приводяться в таблиці 3.2.

Будуємо схему розміщення полів допусків для посадки з зазором (рисунок Д11)

3.2 Розрахунок і вибір перехідних посадок

Вихідні дані для розрахунку перехідної посадки наведені в таблиці 3.3.

Таблиця 3.3 - Вихідні дані для розрахунку перехідних посадок

№ варіанту	Тип посадки	№ варіанту	Тип посадки	№ варіанту	Тип посадки
1	Н7/js6	11	K7/h6	21	M8/h7
2	N7/h6	12	H7/m6	22	H7/n6
3	H7/k6	13	H6/js5	23	H8/js7
4	Js8/h7	14	K8/h7	24	M7/h7
5	H7/m6	15	H6/m5	25	H6/n5
6	K8/h7	16	H8/m7	26	H8/k7
7	H7/n6	17	N6/h6	27	Js7/h6
8	M8/h7	18	H8/n7	28	H6/m5
9	H8/js7	19	H7/Js6	29	H8/m7
10	M7/h6	20	Js8/h7	30	H7/js6

3.2.1 Особливості перехідних посадок

Перехідні посадки застосовуються для нерухомих роз'ємних з'єднань, що вимагають по характеру роботи точного центрування деталей або вузлів. При необхідності передачі навантаження ці з'єднання використовуються з допоміжним кріпленням. Характерна особливість перехідних посадок - можливість одержання незначних зазорів або натягів. При наявності натягів з'єднання відбуваються з застосуванням невеликих зусиль вручну або за допомогою механічних пристроїв.

Вказані особливості перехідних посадок, пов'язані з незначними зазорами та натягами і легкістю збирання - розбирання, обумовлюють їх використання тільки з відносно точними квалітетами (finish): вали - 4-7 квалітети, отвори - 5-8. Отвір, як правило, приймають на один квалітет грубіше за вал. Для утворення полів допусків посадок використовують основні відхилення Js(js), K(k), M(m), N(n). Перехідні посадки зазвичай вибирають аналогічно відомим, добре працюючим з'єднанням. Розрахунок вибраної посадки частіше всього зводиться до визначення ймовірності одержання зазорів і натягів в з'єднанні [1]. Розрахунки, що виконуються в основному як перевірочні, містять:

- розрахунок максимального зазору за радіальним биттям деталі;

- імовірності отримання зазорів та натягів у з'єднанні;

- міцності деталей;

- зусилля складання за максимальним натягом.

Трудомісткість складання та розбирання з'єднань з перехідними посадками, як і характер цих посадок, залежить від імовірності отримання в них натягів та зазорів. При розрахунку імовірності отримання натягів та зазорів покладено ряд припущень:

- розсіювання дійсних розмірів деталей підлягає закону нормального розподілу;

- теоретичне розсіювання дорівнює допуску деталі;

- центр розсіювання співпадає із серединою поля допуску.

Із теорії імовірності відомо, що якщо дійсні розміри (аctual dimensions) підлягають закону нормального розподілу, то і посадки, що утворюються внаслідок їх довільних сполучень, також визначаються цим же законом. Центр групування посадки знаходять шляхом алгебраїчного додавання відповідних центрів групувань полів допусків деталей, а величину розподілу - шляхом квадратичного додавання середніх квадратичних відхилень дійсних розмірів. Розподіл натягів та зазорів буде підлягати нормальному закону, а імовірність їх отримання визначається за допомогою інтегральної функції Лапласа Ф(z).

3.2.2 Алгоритм розрахунку перехідної посадки

1) Для призначеної в завданні посадки визначаються основні характеристики:

- максимальний та мінімальний натяги

(3.12)

де - верхнє (upper) та нижнє (lower) граничні відхилення (deviation) отвору відповідно;

- верхнє та нижнє граничні відхилення валу відповідно.

Значення граничних відхилень вибирають за ГОСТ 25347-89 - "Граничні зазори і натяги в перехідних посадках при розмірах від 1-500мм".

Тоді, середній натяг

(3.13)

- поле допуску отвору та вала відповідно T_D і T_d

(3.14)

(3.15)

Після розрахунків будують схему розташування полів допусків перехідної посадки (додаток Д12) .

2) Розрахунок середнього квадратичного відхилення отвору _D і валу _d

(3.16)

Будують криву розподілу натягів-зазорів для даної посадки на основі нормального розподілу (рисунок 3.5). Центром групування є середнє значення N_с, а граничні значення - 3_п. Не заштрихована площа характеризує ймовірність отримання з'єднань з натягом.

Рис. 3.5 - Крива розподілу натягів-зазорів

Границю інтегрування при N_i = 0 визначають за формулою

(3.17)

4) Знаходять імовірності отримання натягів в межах від 0 до N_c, тобто площу, обмежену лінією симетрії кривої Гауса та ординатою, розташованою на відстані N_c від лінії симетрії. Імовірність натягів від 0 до N_c знаходять із таблиці значень функції Лапласа Ф(z) при [1] або таблиці Ж4 (додаток Ж):

при z 0

при z 0

Процент з'єднань з натягом буде дорівнювати

.

5) Визначають імовірність отримання зазорів у з'єднанні

.

Процент з'єднань з зазором буде дорівнювати

.

6) Знаходять імовірнісний максимальний натяг та максимальний зазор:

(3.18)

(3.19)

Всі розраховані значення (допусків, граничних натягів-зазорів, імовірнісних максимального натягу та максимального зазорів) наносять на криву розподілу натягів-зазорів (рисунок 3.5).

3.2.3 Приклад розрахунку перехідної посадки

Розрахувати очікувані при складанні частки з'єднань з натягом та з зазором, тобто імовірність натягу та зазору для посадки

Ш

1 Визначаємо натяги :

Максимальний та мінімальний натяги, мкм:

Середній натяг

(мкм). (3.20)

2 Визначаємо допуски:

- отвору

(мкм);

- вала

(мкм).

3 Визначаємо середнє квадратичне відхилення посадки за формулою:

(мкм).

4 Визначаємо границю інтегрування

.

5 Будуємо криву розподілу для даної посадки (рис.3.6).

Рисунок 3.6 - Крива розподілу натягів-зазорів для посадки Ш

6 Знаходимо імовірність отримання натягу в межах від 0 до N_с=11 мкм з таблиць значень інтегральної функції імовірності Лапласа Ф(z), при z = 1,46. посадка розмірний ланцюг

[1].

7 Імовірність отримання в з'єднанні натягів визначаємо за формулою при z 0:

,

або

8 Імовірність зазорів визначається за формулою:

,

або

9 Значення P_N та P_S відповідають:

P_Nтабл. = (99,1 - 99,6)%;

P_Sтабл. = (0,9 - 0,4)%.

10 Максимальний ймовірний натяг:

(мкм).

Максимальний ймовірний зазор:

(мкм).

Таким чином, ймовірнісні зазори та натяги S_ім, N_ім значно менші за граничні зазори та натяги S_max, N_max.

11 Розрахунок параметрів перехідної посадки :

Максимальні та мінімальні граничні розміри отвору

D_max = ES + D = 0,039 + 40 = 40,039 (мм);

D_min = EI + D = 0 + 40 = 40 (мм).

Допуск отвору

TD = ES - EI = 0,039 - 0 = 0,039 (мм).

Максимальні та мінімальні граничні розміри вала

d_max = es + d = 0,048 + 40 = 40,048 (мм);

d_min = ei + d = 0,013 + 40 =40,013 (мм).

Допуск вала

Td = d_max - d_min = 40,048 - 40,013 = 0,035 (мм).

Максимальний зазор

S_max = D_max - d_min = 40,039 - 40,013 = 0,026 (мм).

Максимальний натяг

N_max = d_max - D_min = 40,048 - 40 = 0,048 (мм).

Допуск посадки

TS (N) = N_max + S_max = 0,048 + 0,026 = 0,074 (мм).

Результати розрахунків заносимо в таблицю 3.4. Для інших типових з'єднань розрахунки теж приводяться в таблиці 3.4.

Будуємо схему розміщення полів допусків для перехідної посадки (додаток Д, рисунок Д12).

Розрахунок і вибір посадок з натягом (interference fit )

Вихідні дані для розрахунку та вибору посадки з натягом приведені в таблиці 3.5, які містять наступні параметри:

крутний момент, який повинна передавати посадка М_кр;

осьова сила Р;

висота мікронерівностей вала і втулки ;

- матеріал втулки та вала.

Таблиця 3.5 - Вихідні дані для розрахунку посадок з натягом

№ варіанту	Навантаження	Матеріал втулки	Матеріал валу	Шорсткість втулки RaD, мкм	Шорсткість валу Rad, мкм
	М, Н м	Р, Н
1	2	3	4	5	6	7
1	1750	-	Сталь 45	Сталь 45	6,3	3,2
2	240	-	Сталь 40	Сталь 45	10	6,3
1	2	3	4	5	6	7
3	-	22000	Сталь 30	Сталь 45	3,2	1,6
4	255	-	Сталь 30	Сталь 30	6,3	3,2
5	-	14500	Сталь 25	СЧ-28	6,3	3,2
6	12	5500	Сталь 30	Сталь 25	3,2	1,6
7	-	12000	Сталь 30	Сталь 40	3,2	1,6
8	345	-	Сталь 35	Сталь 35	6,3	3,2
9	-	55000	Сталь 25	Сталь 40	6,3	3,2
10	14	3000	Сталь 50	Сталь 45	6,3	3,2
11	295	-	Сталь 35	Сталь 45	10	3,2
12	15	3200	Сталь 45	Сталь 45	3,2	1,6
13	650	-	Сталь 40	Сталь 45	6,3	3,2
14	-	23000	Сталь 30	Сталь 45	6,3	3,2
15	16	2700	Сталь 30	Сталь 30	3,2	1,6
16	195	-	Сталь 25	СЧ-28	3,2	1,6
17	75	35000	Сталь 30	Сталь 25	6,3	3,2
18	1450	-	Сталь 30	Сталь 40	3,2	1,6
19	-	13500	Сталь 35	Сталь 35	3,2	1,6
20	-	11000	Сталь 25	Сталь 40	3,2	1,6
21	285	-	Сталь 50	Сталь 45	6,3	3,2
22	1100	-	Сталь 35	Сталь 45	10	6,3
23	1950	-	Сталь 45	Сталь 45	3,2	1,6
24	-	14000	Сталь 40	Сталь 45	6,3	3,2
25	950	-	Сталь 30	Сталь 30	3,2	1,6
26	15	4200	Сталь 25	СЧ-28	3,2	1,6
27		18000	Сталь 30	Сталь 25	6,3	3,2
28	9	5500	Сталь 30	Сталь 40	10	6,3
29	1250	-	Сталь 35	Сталь 35	10	6,3
30	465	-	Сталь 25	Сталь 40	6,3	3,2

3.3.1 Особливості посадок з натягом

Посадки з натягом застосовуються для одержання нероз'ємних нерухомих з'єднань, як правило, без додаткового кріплення. Додаткове кріплення застосовується відносно рідко, коли з'єднання навантажені значними крутними моментами або зсуваючими силами.

Розрахунок посадок з натягом виконується з метою забезпечення двох основних умов: гарантувати нерухомість з'єднання, тобто відсутність зміщення з'єднаних деталей під дією зовнішніх навантажень; забезпечити міцність з'єднаних деталей, тобто виключити можливість їх пластичної деформації.

Виходячи з першої умови, визначають мінімально допустимий натяг [N_min], необхідний для сприйняття і передачі зовнішніх навантажень; виходячи з другої - максимально допустимий натяг [N_max], при якому пластичні деформації не наступають.

Порівнюючи одержані значення натягів [N_min] і [N_max] з натягами N_min і N_max посадок, передбачених стандартом [5], вибирають одну з них, яка відповідає умовам

N_min [N_min], N_max [N_max].

3.3.2 Алгоритм розрахунку посадок з натягом

1) При відомих значеннях зовнішніх навантажень (R_o або M_к) (рисунок 3.6), розраховується необхідний мінімальний питомий тиск (Н/м²).

Рисунок 3.6 - Розрахункова схема

При дії М_К :

; (3.20)

при дії R₀

; (3.21)

при спільній дії R₀ і Мк

, (3.22)

де R₀ - повздовжня осьова сила, яка намагається зсунути одну деталь відносно другої (Н);

М_К - крутний момент, який намагається повернути одну деталь відносно іншої (Н•м);

d_н - номінальний діаметр з'єднання (м);

l - довжина контакту поверхонь з'єднання (м);

f - коефіцієнт тертя при сталому процесі розпресування або провертання (додаток Ж, таблиця Ж6).

2) За отриманими значеннями розраховують необхідну величину найменшого розрахункового натягу :

(3.23)

де E₁ і Е₂ - модулі пружності матеріалів відповідно валу і отвору (Н/м²), (додаток Ж, таблиця Ж7);

С₁ і С₂ - коефіцієнти Ляме, які розраховуються за формулами:

; (3.24)

(3.25)

де значення діаметрів d₁ і d₂ вибирають у відповідності з рисунком 3.6;

і коефіцієнти Пуассона відповідно для матеріалу вала і отвору (додаток Ж, таблиця Ж7).

Для суцільного вала (d₁ = 0) маємо C₁ = 1 , для масивного корпусу (d₂ > ?) маємо С₂ = 1 + (рисунок 3.7).

3) З урахуванням поправок до N^?_min розраховують величину мінімального допустимого натягу:

, (3.26)

де - поправка, яка враховує зминання нерівностей контактних поверхонь деталей при утворенні з`єднання (м), дорівнює:

Рисунок 3.7 - Розрахункова схема при d₁ = 0, d₂ = ?

(3.27)

де R_ZD i R_Zd - висота нерівностей профілю по десяти точкам відповідно поверхонь отвору і валу (м);

R_aD i R_ad - середнє арифметичне відхилення профілю поверхонь отвору і вала відповідно (додаток Ж, таблиця Ж1);

_t - поправка, яка враховує відмінність температури деталей t_d, t_D, температури складання t_ск та відмінність коефіцієнтів лінійного розширення матеріалів деталей _{d , D} (м)

де d_н - номінальний діаметр з'єднання (м).

Поправка враховується, коли температури деталей різні при складанні і це веде до зменшення натягу.

_ц - поправка враховується, коли ослаблення натягу відбувається під дією відцентрових сил (для великих деталей, що швидко обертаються). Для нашого випадку маємо середню швидкість обертання і невелику вагу деталей, тому можна прийняти _ц = 0.

_n - поправка враховується, коли ослаблення натягу відбувається за рахунок повторювальних запресувань. Величина _n визначається експериментальним шляхом.

4) По теорії найбільших дотичних напружень розраховується максимальний допустимий питомий тиск [P_max], при якому відсутня пластична деформація на контактних поверхнях деталей. Для подальших розрахунків за [P_max] приймають менше значення з двох питомих тисків (Н/м²):

(3.28)

де і - границя плинності валу і втулки деталі (Н/м²) (додаток Ж, таблиця Ж8);

5) Визначення величини найбільшого розрахункового натягу:

. (3.29)

6) З урахуванням поправок до визначають величину максимального допустимого натягу:

N_max = N_max + г_пит + г_ш - г_t , (3.30)

де г_пит - коефіцієнт збільшення питомого тиску на торцях охоплюючої деталі, який визначається за графіком (рисунок 3.8). Поправку слід враховувати, коли при робочій температурі натяг збільшується.



Рисунок 3.8 - Графік для визначення коефіцієнта питомого тиску

7) При виборі посадок необхідно дотримуватись виконання наступних умов:

- максимальний натяг N_max вибраної посадки повинен бути не більше [N_max];

N_max [N_max]

- мінімальний натяг N_min вибраної посадки з урахуванням можливих коливань дійсного навантаження і інших факторів повинен бути

N_min > [N_min]

З стандартних посадок ГОСТ 25347-89, які відповідають умовам вибору, вибирають одну. Ця посадка може бути вибрана з таких міркувань:

- переважного застосування посадки, яку стандарт рекомендує застосовувати в першу чергу;

- економічності, тобто затрати на виготовлення деталей, що з'єднуються, повинні бути найменшими, що відповідає більшому квалітету їх точності;

- надійності, що характеризує можливість передачі більших зовнішніх навантажень;

-- величина натягів повинна бути досяжною для формоутворення посадок за рахунок нагрівання або охолодження однієї з деталей, тобто

N_max ? 2^.(t_зап - 20)^.б,

де t_зап - температура при якій запресовується деталь (для сталей і чавунів температура запресування знаходиться в межах від -90 до 400 ⁰C);

б - коефіцієнт лінійного температурного розширення матеріалу (для сталей можна прийняти 11,5 10^-6 С^-1, а для чавунів - 10,5 10^-6 С^-1).

8) Розрахунок необхідного (максимального) зусилля при запресуванні деталей, що з'єднуються, (Н):

R_n = f_n P_max d_н ,