Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 5)

9. Для визначення зазору, що забезпечує рідинне тертя, вибрати значення шорсткості поверхні деталей, що з’єднуються:

• якщо 0ZA = 6,3; R_ZB = 3,2;

• якщо d>180 мм, то R_ZA = 10; R_ZB = 6,3.

10. Визначити запас надійності за товщиною шару мастила :

11. У випадку, якщо К<2, необхідно прийняти меншу висоту нерівностей (R_ZA; R_ZB) або змінити посадку і наново провести розрахунок.

12. Виконати схему розташування полів допусків і креслення з'єднання деталей (рис. 2).

6.2 Розгляд приклада рухомого циліндричного з’єднання

Розв’язання

Дано:

1 . Визначити колову швидкість валу:

2. Визначити відносний зазор:

де

3. Знаходимо діаметральний зазор:

мкм

4. Прийнявши за середній зазор, вибираємо стандартну посадку: 280 Н8/е8

Рис. 2

Перевірка розрахунку.

1. Визначаємо кутову швидкість валу:

1. Знаходимо коефіцієнт навантаження підшипника ковзання:

1. Визначаємо відносний ексцентриситет:

і за таблицею 1

1. Найменша товщина шару мастила:

де  - середній зазор посадки.

1. Визначення коефіцієнта надійності:

Питання для самоперевірки:

1. Який порядок розрахунку рухомих з’єднань?

2. Від яких факторів залежить найменша товщина шару мастила?

3. Які параметри визначають під час розрахунку рухомих з’єднань?

4. Який порядок вибору полів допусків і відхилень розмірів робочих поверхонь деталей у рухомих з’єднаннях?

5. На чому базується скорочений метод розрахунку рухомих з’єднань?

6. Що таке зазор?

7. Чим характеризується зазор?

8. Що таке граничні зазори і як вони визначаються?

9. Що таке натяг і які умови його утворення?

10. Які групи посадок існують? Для яких цілей застосовуються посадки кожної групи ?

11. Як утворюються посадки в системі отвору?

12. Як утворюються посадки в системі вала?

13. Яка з систем посадок є переважною і чому?

14. Як розташовано поле допуску основного отвору в системі отвору?

15. Як розташовано поле допуску основного вала в системі вала?

16. Як по взаємному розташуванню полів допусків отвору і вала при графічному зображенні посадки визначити характер з'єднань?

Лекція №7

Тема: Розрахунок і добір основних відхилень та допусків розмірів нерухомих з’єднань

7.1 Визначення натягів

Посадки з натягом призначені для отримання нерухомих з'єднань без додаткового кріплення деталей, хоча іноді використовують шпони, штифтові та інші засоби кріплення.

Відносна нерухомість деталей забезпечується силами зчеплення (тертя), що виникають на контактуючих поверхнях внаслідок їх деформації, створюваної натягом при складанні з'єднання.

Завдяки нерухомості і простоті конструкції деталей і складанні з'єднань ці посадки застосовують у всіх галузях машинобудування (втулки з валами, вкладиші підшипників ковзання з корпусами тощо).

Рис. 1 З’єднання вал-втулка

Тут d, d₁, d₂ - діаметри деталей, що з’єднуються (вал-втулка). Δ1 - деформація валу при запресовуванні, Δ2 - деформація втулки при запресовуванні, р - питомий тиск поверхонь, що з’єднуються, виникаючи під впливом натягу. Згідно задачі Ламе - визначення Δ і переміщень в товстостінних порожнистих циліндрах, відома залежність:

де Е₁=Е₂=0,206∙10¹² Па – модулі пружності деталей, що з’єднуються, із сталі 40;

С₁, С₂ - коефіцієнти, що враховують геометричні розміри деталей, геометрію з’єднання і матеріал, з якого виготовлені деталі.

деμ₁₌μ₂ ≈ 0,3 (для сталі) - коефіцієнти поперечної деформації Пуасона, μ= 0,25 (для чавуну).

Оскільки Δ=Δ₁+Δ₂ - це натяг (різниця між діаметром вала і внутрішнім діаметром втулки до складання), то:

Для заданих матеріалів і деталей, що з’єднуються, натяг залежить від тиску Р_min, який визначають з умови забезпечення нерухомості деталей, що з’єднуються, при експлуатації, тобто з умови міцності з'єднання:

а) при навантаженні осьовою силою Р - відносного зсуву деталей в з'єднанні не відбудеться, якщо розрахункове зусилля дорівнює або менше виникаючих на поверхні сил тертя:

де πdℓ - номінальна площа контакту, а фактична площа контакту залежить від натягу, властивостей матеріалів деталей та ін., що з’єднуються;

f – коефіцієнт тертя (зчеплення) при поздовжньому зсуві деталей.

б) при навантаженні з'єднання крутильним моментом ця умова має вигляд:

де f₂ – коефіцієнт тертя (зчеплення) при відносному обертанні деталей.

c ) при одночасному навантаженні з'єднання М_кр і зсовуючою силою Р розрахунок треба проводити за рівнодіючою:

де

деf - коефіцієнт тертя (зчеплення) в з'єднаннях з N залежать від матеріалу, шорсткості їх поверхонь, натягу, виду мастила, напрямки зсуву деталей і ін.

Практично беруть f = 0,085 (при складанні під пресом К=0,25) і f= 0,14 (при складанні з нагріванням охоплюючої деталі або охолоджуванням охоплюваної К= 0,4).

Значить, найменший розрахунковий натяг при осьовому навантаженні:

А при навантаженні крутильним моментом:

Необхідно також забезпечити міцність деталей, що з’єднуються. В цьому випадку розрахунок слід вести по найбільшому тиску Р_доп. Згідно з теорії найбільших дотичних напружень: умова міцності полягає у відсутності пластичної деформації на контактній поверхні втулки при:

а на поверхні вала при:

де σ_т= 0,313∙10⁹ Па – межа текучості при розтягуванні. Проте для деталей з пластичних матеріалів при статичному навантаженні допускається пластична деформація. Найбільший розрахунковий натяг, при якому виникає найбільший допустимий тиск Р_доп.

де p=Р_вт, якщо Р_вт<Р_вал; p=Р_вал, якщо Р_вал<Р_вт.

П ричому вводяться поправки (5 штук), оставляємо одну -U- на шорсткість поверхні. Для матеріалів:

- з однаковими механічними властивостями: ;

- для різних матеріалів :

деК- коефіцієнти що враховують висоту нерівностей;

R_Z1, R_Z2 - висота нерівностей поверхні вала і втулки, R_Z не залежить від діаметра деталей, що з’єднуються, а залежить тільки від методу і режиму обробки, тому вплив висоти нерівностей на натяг тим сильніше, чим менше діаметр і більше R_Z .

При механічному запресовуванні найбільша міцність з'єднання досягається при малій шорсткості, а при складанні з охолоджуванням або з нагріванням - при великій шорсткості.

7.2 Приклад

Дано:

Розв'язання:

1. Визначимо найменший розрахунковий натяг:

де

1. Визначимо допустимий тиск на контактуючій поверхні втулки і вала.

де σ_Т – границя текучості сталі, Па.

1. Знайти найбільший розрахунковий натяг, що допускається.

1. Запроваджуємо поправку на зняття нерівностей поверхні деталей.

1. Найбільший і найменший функціональні натяги визначаються за формулами:

1. Вибираємо стандартну посадку, де табличні натяги:

Отже вимоги виконуються, тому відповідь: 250 Н7/u7 – посадка з натягом обрана вірно.

Питання для самоперевірки:

1. За яких умов визначають граничні значення натягів?

2. Як добирають поля допусків після визначення граничних значень натягів?

3. Що таке натяг?

4. Чим характеризується натяг?

5. Що таке граничний натяг і як вони визначаються?

6. Що таке натяг і які умови його утворення?

7. Які групи посадок існують? Для якої мети застосовуються посадки кожної групи ?

8. Як утворюються посадки в системі отвору?

9. Як утворюються посадки в системі вала?

10. Яка з систем посадок є переважною і чому?

11. Як розташовано поле допуску основного отвору в системі отвору?

12. Як розташовано поле допуску основного вала в системі вала?

13. Як по взаємному розташуванню полів допусків отвору і вала при графічному зображенні посадки визначити характер з'єднань?

Лекція №8

Тема: Добір основних відхилень та допуски розмірів для змішаних з’єднань

8.1 Крива Гауса

При розрахунку ймовірності зазорів і натягів приймають, що розподіл відхилень вала і отвору при обробці підкоряється закону нормального розподілу (кривою Гауса). Нехай х – випадкова величина (зазор S або натяг N), у – щільність ймовірності випадкової величини, σ_s – середнє квадратичне відхилення х.

За законом Гауса:

Рис. 1 Крива Гауса

Якщо IT – допуск посадки, то площу, укладену між кривою й віссю X приймають за 1 або за 100%.

Її можна виразити через інтеграл:

, , dx=σdz

Беремо половину площі:

- певний інтеграл функції Лапласа.

Його можна знайти в будь-якому інженерному довіднику: при z = 3, х = 3σ, 2x = 6σ:

f(3)~0,4987≈0,5

2f(3)≈1=100%

ВИСНОВОК: для похибок, які підкоряються закону Гауса, за зону розсіювання дійсних розмірів, що дорівнює допуску на виготовлення деталей, приймається зона +, -3σ або 6σ. Імовірність цього близька до 100%. Вихід за зону розсіювання становить усього 0.27%.

Таблиця 1

8.2 Приклад розрахунку

Початкові дані: з’єднання Ø 160 H5/js4 – це перехідна посадка.

1. Визначити граничні відхилення деталей:

Ø160H5: ES = +18; EI = 0

Ø160js4: es = +6; ei = -6

2. Визначити S_min , S_max , T_Д , Т_d :

S_max = ES –ei = 0,018 – (- 0,006) = 0,024

S_min = EJ – es = 0 – 0,006 = -0,006

N_max = 0,006

T_Д = ES – EI = 0,018 – 0 = 0,018

Т_d = es – ei = 0,006 – (-0,006) = 0,012

3. Визначити σ_д, σ_d, σ_S:

1. Знайти Z:

5. За значенням Z визначити функцію Ф(Z) з таблиці 1.

Ф(Z=2,5) = 0,4938

1. Розрахувати ймовірність і відсоток зазорів в з’єднанні:

P(S) = 0,5 + 0,4938 = 0,9938

P(S) = 0,9938·100% = 99,38%

1. Визначити ймовірність і відсоток натягу:

P(N) = 0,5 – 0,4938 = 0,0062

P(N) = 0,0062·100% = 0,62%

8. Визначити найбільші ймовірні зазори та натяги для зображення на рис. 1.

S^p_max = 3σ_S + S_m = 3·0,0036 + 0,009 = 0,0198

N^p_max = 3σ_S – S_m = 3·0,0036 – 0,009 = 0,0018

Питання для самоперевірки:

1. Що таке посадка?

2. Чим характеризується посадка?

3. Що таке зазор і які умови його утворення?

4. Що таке натяг і які умови його утворення?

5. Які групи посадок існують? Для яких цілей застосовуються посадки кожної групи?

6. Як утворюються посадки в системі отвору?

7. Як утворюються посадки в системі вала?

8. Яка з систем посадок є переважною і чому?

9. Як розташовано поле допуску основного отвору в системі отвору?

10. Як розташовано поле допуску основного вала в системі вала?

11. Як по взаємному розташуванню полів допусків отвору і вала при графічному зображенні посадки визначити характер з’єднань?

12. Де застосовують змішані з’єднання, як їх добирають?

13. Як добирають і розраховують поля допусків розмірів робочих поверхонь деталей для змішаних з’єднань?

Лекція №9

Тема: Підшипники кочення

9.1 Система допусків і посадок для підшипників кочення

Підшипники кочення – найбільш розповсюджені стандартні складальні одиниці, виготовлені на спеціалізованих заводах. Вони володіють повною зовнішньою взаємозамінністю по приєднувальних поверхнях, обумовлених зовнішнім діаметром D і внутрішнім діаметром d внутрішнього кільця. Підшипники кочення володіють неповною внутрішньою взаємозамінністю між тілами кочення (кульками, роликами) і кільцями. Внаслідок малих допусків зазорів і малої допустимої різнорозмірності комплекту тіл кочення кільця підшипників і тіла кочення підбирають селективним методом.

Повна взаємозамінність по приєднувальних поверхнях дозволяє організувати їх малосерійний випуск на спеціалізованих заводах, а отже, зробити більш дешевим їхнє виробництво, а також швидко монтувати і заміняти зношені підшипники кочення при збереженні їхньої гарної якості.

Класи точності підшипників кочення.

Якість підшипників визначається:

а) точністю приєднувальних розмірів D, d, ширини кілець «В» (а для роликових радіально-упорних підшипників ще і точністю монтажної висоти Т);

б) точністю форми і взаємного розташування поверхонь кілець підшипників і їхньої шорсткості;

в) точністю форми і розмірів тіл кочення в одному підшипнику і шорсткістю їхніх поверхонь;

г) точністю обертання, що характеризується радіальним і осьовим биттям доріжок кочення і торців кілець.

Допуски і посадки підшипників кочення.

При роботі підшипника кочення завжди одне кільце обертається, а друге залишається нерухомим. Для скорочення номенклатури підшипники виготовляють з відхиленнями розмірів D і d, що не залежать від посадки, по якій їх будуть монтувати. Для всіх класів точності верхнє відхилення приєднувальних діаметрів прийнято рівним нулю. Таким чином, діаметри зовнішнього кільця і внутрішнього кільця прийняті відповідно за діаметри основного вала й основного отвору, а отже, посадку з'єднання зовнішнього кільця з корпусом призначають у системі вала, а посадку з'єднання внутрішнього кільця з валом – у системі отвору. Однак, поле допуску на d розташовано в «мінус» від d , а не в «плюс», як у звичайного основного отвору, тобто не «у тіло» кільця, а вниз від нульової лінії.

9.2 Класифікація та маркування підшипників кочення

Підшипники кочення класифікують по виду тертя:

- підшипники кочення;

- підшипники ковзання.

Переваги:

Підшипники кочення краще, тому що малий коефіцієнт тертя, більша вантажопідйомність при меншій ширині підшипника, мають нескладність монтажу, відходу й обслуговування, незначна витрата мастильних матеріалів.

Недоліки:

Менш довгочасний при високих і більших навантаженнях, більше зовнішніх D, обмежена здатність сприймати ударні навантаження. Класифікацію й маркування підшипників кочення встановлюють за ДСТ 520-71.

Підшипники кочення класифікують:

1 - за формою тіла кочення:

а) кулькові;

б) роликові; ролики можуть бути:

- циліндричні;

- голчасті;

- бочкоподібні;

- конічні;

- кручені.

2- за числом рядів тіл:

а)однорядні;

б)дворядні;

в)чотирирядні.

1. - за способом компенсації перекосів вала підшипники можуть бути (1. несамоустановлювальні; 2. самоустановлювальні).

1. - залежно від навантаження діючої на підшипники:

а)радіальні (радіальна R):

б)упорні (осьове навантаження):

в)радіально-упорні.

5- за радіальними розмірами (при однаковому діаметрі внутрішнього кільця) серії:

а) надлегкі:

б) особливо легкі;

в) легкі;

г) середні;

д) важкі.

6- за шириною підшипника серії:

а) вузькі;

б) нормальні;

в) широкі;

г) особливо широкі.

МАРКУВАННЯ на торці кілець підшипника кочення відбивають їхні основні параметри й конструкторські особливості. Перші дві цифри праворуч - внутрішній d підшипника при d < 20 мм; від 20 до 495 мм треба множити на 5 для одержання фактичного розміру у мм.

ТРЕТЯ - підшипник по d і ширині:

1. - особливо легка;

1. - легка;

3 - середня:

4- важка;

5- легка широка;

1. – порівняно

2. широка.

ЧЕТВЕРТА - тип підшипника:

1. - радіальний кульковий однорядний;

1. - радіальний кульковий дворядний сферичний;

1. - радіальний кульковий з коротким циліндричними роликами:

2. - радіальний кульковий дворядний сферичний з бочкоподібними роликами:

4- голчастий:

5- радіальний із крученими роликами:

6 - радіально-упорний, кульковий:

1. - радіально-упорний роликовий конічний;

1. - упорний кульковий:

1. - радіально-упорний роликовий.

П'ЯТА й ШОСТА - конструктивні особливості підшипників.

СЬОМА - серія підшипників по ширині.

Установлено наступні класи точності підшипників 0.6,5.4.2, Т – для кулькових і роликових радіальних і кулькових радіально-упорних.

0, 6, 5,4,2 -для упорних і упорно-радіальних.

0, 6х, 6, 5, 4, 2 - для роликових конічних.

Додаткові класи точності підшипників: 8 і 7 нижче класу точності 0 для застосування за замовленням споживачів у невідповідальних вузлах. Клас точності вказується перед номером підшипника. 6-205 або по ІSО Р6-205 клас підшипника номер підшипника 3622 ДЕРЖСТАНДАРТ 5721-75. Дворядний сферичний радіальний роликовий підшипник серії діаметрів 6, серії ширини 0, із циліндричним отвором із d = 110мм. D =240, B=8O. Діаметри зовнішнього D_m і внутрішнього d_m кілець підшипника приймається відповідно за основний Вал (l) і основний Отвір (L). Отже, посадка зовнішнього кільця з корпусом здійснюється в системі вала, внутрішнього з валом - у системі отвору.

Спеціальних полів допусків для утворення посадок з підшипником немає, а виконується ДЕРЖСТАНДАРТ 25347-89. До валів й отворів (у корпусі), оброблюваним під посадки для з'єднання з підшипником, пред'являються певні вимоги за шорсткістю поверхні і геометричною формою циліндра. Так конусоподібність і овальність для класів точності 0 й 6 може становити не більш 0,5 допуску на розмір, а для посадок підшипників класів 4 й 5 < 0,05.

9.3 Особливості полів допуску підшипників кочення

Поля допусків D і d підшипника кочення розташовані нижче нульової лінії. Таким чином, поле допуску D займає таке ж положення, як поле допуску основного вала, а поле допуску d в порівнянні з полем допуску основного отвору перевернено щодо нульової лінії.

Поля допусків, по яких обробляють посадкові поверхні валів і отворів у корпусах у з’єднанні з полями допусків, установленими на D і d підшипників, утворять спеціальні посадки.

Система допусків і посадок підшипників кочення заснована на системі допусків і посадок гладких циліндричних поверхонь з деякими особливостями:

а) значення граничних відхилень на D і d залежать тільки від класу точності підшипників і не залежить від характеру з’єднання підшипника з корпусами і валами (таблиця 1).

Таблиця 1

Оптимальними полями допусків розмірів деталей, що з’єднуються з підшипниками кочення, вважаються ті, котрі забезпечують найменші натяги і зазори.

Рекомендується: Вибираючи поле допусків для розмірів, рекомендують кільцю, що обертається разом з деталлю (валом, корпусом), за допомогою посадки забезпечувати нерухомість з'єднання, а кільцю, що не обертається – рухливість з'єднання. Це забезпечує рівномірність зносу направляючих доріжок унаслідок часткового провертання нерухомого кільця в напрямку руху його рухливого кільця і тіл кочення (кульок, роликів) (таблиця 2, 3, 4, 5). Наприклад:

Рис. 1 Підшипниковий вузол

9.4 Типи навантаження підшипників кочення

При виборі посадок по приєднувальних поверхнях підшипників ураховують величину й напрямок діючих на підшипник навантажень, частоту обертання, тип підшипника, його температуру, умови монтажу і вид навантаження, що залежить від того, обертається чи ні кільце щодо радіального навантаження. Навантаження може бути місцевим, циркуляційним і коливальним. Кільце випробовує місцеве навантаження, якщо воно щодо радіального навантаження не обертається, а навантаження сприймає лише певна ділянка доріжки кочення цього кільця - у цьому випадку посадка призначається із зазором.

При циркуляційному навантаженні кільця радіальне навантаження щодо кільця (або кільце щодо навантаження) обертається. Тіла кочення в процесі обертання передають сприйману ними радіальне навантаження доріжці кочення послідовно по всій окружності. Посадка призначається послідовно. При коливальному навантаженні на кільце одночасно діють постійна по напрямку сила і обертова сила. Характер навантаження, прикладеної до кільця, у кожен момент часу визначається рівнодіючої цих сил, а посадка вибирається із числа щільно рухливих. При обертовому валу з'єднання внутрішнього кільця підшипника повинне бути нерухомим, а по зовнішньому діаметрі підшипника можливий невеликий зазор.

Якщо вал нерухомий, а обертається корпус із зовнішнім кільцем підшипника, то нерухома посадка повинна бути за зовнішнім діаметром підшипника, а за внутрішнім діаметром підшипника може бути і невеликий зазор із валом.

Таблиця 2

Рекомендовані поля допусків валів та отворів корпусів для підшипників кочення з циркуляційно-навантаженим кільцем

Таблиця 3

Рекомендовані поля допусків валів та отворів корпусів підшипників кочення з місцево-навантаженими кільцями

Таблиця 4

Точність розмірів внутрішніх кілець підшипників радіальних шарикових та роликових (по СТ СЄВ 774-77)

Таблиця 5

Точність розмірів внутрішніх кілець підшипників радіальних шарикових та роликових (по СТ СЄВ 774-77)

Питання для самоперевірки:

1. Чим відрізняються підшипники кочення від підшипників ковзання?

2. Які тіла кочення Ви знаєте?

3. Перелічить серії підшипників кочення.

4. Як добирають поля допусків поверхонь, що контактують з підшипниками кочення?

5. Які є способи навантаження кілець підшипників кочення?

6. Які Ви знаєте способи добирання полів допусків розмірів поверхонь для з’єднань з підшипниками кочення?

7. Скільки посадочних місць Ви розраховуєте у підшипниковому вузлі?

8. Як добирають поля допусків поверхонь, що контактують з підшипниками кочення?

9. Які Ви знаєте способи добирання полів допусків розмірів поверхонь для з’єднань з підшипниками кочення?

Лекція №10

Тема: Відхилення та допуски форми поверхонь виробів та їх взаємного розміщення

10.1 Основні положення

При аналізі точності геометричних параметрів деталей розрізняють такі поверхні:

1. Номінальні (ідеальні);

2. Реальні (дійсні).

Аналогічно варто розрізняти номінальний і реальний профіль, номінальне і реальне розташування поверхні (профілю). Номінальне визначається номінальними лінійними і умовними розмірами, а реальне – дійсними.

Внаслідок відхилень дійсної форми від номінальної один розмір у різних перетинах деталі може бути різним.

Розміри в поперечному перерізі можна визначити змінним радіусом R, відлічуваним від геометричного центра номінального перетину. Цей радіус називають поточним розміром, тобто розміром, що залежить від положення осьової координати X (Б-Б) і кутової координати φ точки, що лежить на вимірюваній поверхні (φ - кутова координата радіуса R₁).

φ - полярний кут. Контур поперечного перерізу задовольняє умові замкнутості, тобто f (φ) = f (φ+ 2π) (виходить, функція має період 2Т).

Для аналізу відхилень профілю контур перетину дійсної поверхні можна характеризувати сукупністю гармонійних складових із різними частотами.

Для аналітичного зображення дійсного профілю (контуру перетину) поверхні використають розкладання функції погрішностей f(φ) у ряд Фур'є.

Відхилення ΔR січного розміру R (при обраному значенні Х) від номінального (постійного) розміру R₀, можна виразити залежністю:

ΔR=R-R₀=f(φ)

Розглядаючи відхилення ΔR радіуса-вектора в полярній системі координат як функцію полярного кута φ, можна представити відхилення контуру поперечного переріза деталі у вигляді ряду Фур'є:

,

де - нульовий член розкладання

а_к, b_к - коефіцієнти ряду Фур'є коливань гармоніки.

К - порядковий номер. Ряд Фур'є можна представити також у вигляді:

,

де С_к - амплітуда коливань гармоніки.

φ_k - початкова фаза.

Функція f(φ) визначається сукупністю величин С_к, (спектра амплітуд) і φ_k (спектра фаз).

Далі використаємо ряд з обмеженим числом членів, тобто тригонометричний поліном:

Відповідно до теорії Фур'є, нульовий член розкладання в загальному випадку є середнім значенням f(φ) за період 2π :

, тобто -є постійна, складова відхилення поточного розміру.

1-й член розкладання С₁cos(φ + φ₁₎, виражає розбіжність центра обертання О с геометричним центром перетину О (ексцентриситет), тобто відхилення розташування поверхні. Тут С₁, φ₁ - амплітуда й фаза. Члени ряду, починаючи із 2-го і до К = р утворять спектр відхилень форми деталі в поперечному перерізі.

При цьому 2-й член ряду - виражає овальність, 3-й - огранювання із 3-х верховим профілем. Наступні члени ряду, що мають номер К > р, виражають хвилястість, при досить великій кількості членів ряду одержуємо високочастотні складові, що виражають шорсткість поверхні.

Аналогічно можна представити відхилення контуру циліндричної поверхні в поздовжньому перерізі, але умова замкнутості контуру в цьому випадку не виконується, де z- змінна, що відлічується уздовж осі циліндра.

Уявивши циліндричну систему координат R, φ , Z і умовно прийнявши, що період Т=2Т, представимо відхилення контуру в поздовжньому перерізі f(z) у вигляді тригонометричного полінома:

,

де 0≤z≤ℓ

при К= 1

; ,

де К- порядковий номер члена.

Перший член розкладання характеризує нахил утворюючого циліндра (конусоподібність).

Другий характеризує опуклість контуру в поздовжньому перерізі. Цей же 2-й - при наявності зсуву фази виражає сідлоподібність тощо.

10.2 Терміни і визначення відхилень і допусків форми

Відхилення форми оцінюється по всій поверхні (по всьому профілі) або на нормованій ділянці. Відлік відхилень форми поверхні виробляється від прилягаючої поверхні, під якою розуміється поверхня, що має форму номінальної поверхні. Параметром для кількісної оцінки відхилень форми є найбільша відстань А від точок реальної поверхні (профілю) до прилягаючої поверхні в межах ділянки.

Відхиленням форми називається відхилення форми реальної поверхні від форми номінальної поверхні. До відхилень форми ставляться відхилення плоских і циліндричних деталей. Плоскі поверхні деталі характеризуються відхиленнями від площинності й прямолінійності (табл. 1).

Таблиця 1

Відхилення від площинності й прямолінійності

Зображення відхилення		Визначення		Нанесення допусків на кресленні
		Відхилення від площинності (неплощинність). Найбільша відстань від точок реальної поверхні до прилягаючої площини в межах нормованої ділянки		Допуск площинності поверхні А 0,01 мм
Зображення відхилення	Визначення		Нанесення допусків на кресленні
Прилягаюча пряма Р еальний профіль	Відхилення від прямоліній-ності (непрямолінійність). Найбільша відстань від точок реального профілю до прилягаючої прямої в межах нормованої ділянки		Допуск прямолінійності поверхні А 0,01 мм

Приватними видами відхилення від прямолінійності й площинності є увігнутість і опуклість (табл. 2).

Таблиця 2

Приватні види відхилення від прямолінійності й площинності - опуклість й увігнутість

Зображення відхилення	Визначення	Нанесення допусків на кресленні
	Відхилення від площинності (прямолінійності), при якому видалення точок реальної поверхні (реального профілю) від прилягаючої площини (прямій) зменшується від країв до середини	Допуск площинності поверхні А 0,004 мм, опуклість не допускається
	Відхилення від площинності (прямолінійності), при якому видалення точок реальної поверхні (реального профілю) від прилягаючої площини (прямій) збільшується від країв до середини	Допуск площинності поверхні А 001 мм, увігнутість не допускається

Відхилення форми деталі, що має вид циліндра, характеризуються відхиленням від циліндричності, під якою розуміються відхилення поверхні деталі від ідеального циліндра. Щоб можна було виконувати виміру безпосередньо на виробництві, нормуються два види відхилень: відхилення профілю в поперечному й поздовжньому перерізах.

Таблиця 3

Приватні види відхилень форми циліндричних поверхонь

Найменування відхилення	Визначення
Відхилення від круглості
Овальність	Реальний профіль являє собою овальну фігуру, найбільший і найменший діаметри якої вказують на овальність
Огранювання	Реальний профіль являє собою багатогранну фігуру

10.3 Методи й засоби контролю форми і розташування поверхонь

Конусоподібність (величина її) визначається як половина різниці між найбільшим і найменшим діаметрами, отриманими вимірами у двох перерізах по краях деталі або на заданій довжині.

Таблиця 4

Приватні види відхилень форми циліндричних поверхонь

Найменування відхилення	Визначення
Відхилення профілю поздовжнього перерізу
Конусоподібність	Утворюючі прямолінійні, але не паралельні
Бочкоподібність	Утворюючі непрямолінійні, і діаметри збільшуються від країв до середини перерізу

Найменування відхилення	Визначення
Відхилення профілю поздовжнього перерізу
Сідлоподібність	Утворюючі непрямолінійні, і діаметри зменшуються від країв до середини перетину

Бочкоподібність і сідлоподібність визначаються як половина різниці між найбільшим і найменшим діаметрами, обмірюваними в трьох перерізах — по краях і у середині або на заданій довжині. Для контролю конусоподібності, бочкоподібності і сідлоподібності можна використати різні вимірювальні засоби залежно від точності, що вимагається, виміру (штангенциркулі, мікрометри, індикаторні скоби).

Питання для самоперевірки:

1. Які причини викликають похибки?

2. Які поверхні називаються реальними та номінальними?

3. Що таке відхилення від прямолінійності та відхилення від площинності та як вони визначаються?

4. Що називається відхиленням від циліндричності?

5. Якими умовними знаками визначають відхилення від форм поверхні?

6. Що називається відхиленням від паралельності і як воно визначається? Наведіть приклад.

7. Що називається відхиленням від співвісності? Які воно має види та як визначається? Наведіть приклади.

8. Назвіть види похибок.

9. Перерахуйте похибки форми у поздовжньому перерізі.

10. Перерахуйте похибки форми у поперечному перерізі.

Лекція №11

Тема: Параметри шорсткості поверхонь. Нормування шорсткості поверхонь

11.1 Основні положення

Реальні поверхні, отримані обробкою на металорізальних верстатах (результат вібрації при обробці) або іншим шляхом, зображені рядом виступів і западин різної висоти й форми й порівняно малих розмірів за висотою і шагом.

Ці виступи й западини утворюють нерівності поверхні (мікронерівності). Під шорсткістю поверхні розуміється сукупність мікронерівностей з відносно малими шагами.

Шорсткість поверхні оцінюється по нерівностях профілю, отриманого шляхом перетину поверхні площиною і розглядають у межах обмеженої ділянки, довжина якого називається базовою довжиною.

Параметри, що визначають мікрогеометрію поверхні за ДСТ 2789-73:

Рис. 1 Схема шорсткості поверхні

1- базова довжина (реальна ділянка поверхні, на якій встановлюються параметри);

m - базова лінія, середня лінія.

Любий різальний інструмент - різець, фреза, абразивне коло або абразивна паста - залишає на обробленій поверхні мікроскопічні нерівності - шорсткості. Незважаючи на них, здавалося б, малу величину, вони дуже впливають на експлуатаційні якості машин. По висоті шорсткості судять про чистоту поверхні: чим вона менше, тим поверхня більш чиста. Шорсткості, що залишилися після обробки, заважають щільному зіткненню деталей у з’єднанні. Зіткнення відбувається по вершинах виступів, і дивлячись по тому, як багато точок дотику мають деталі, можна судити про величину так названої контактної поверхні, що завжди менше номінальної. Навіть після тонкого шліфування вона в два-три рази менше номінальної, а при звичайній чистовій обробці різцем дійсна площа торкання складає менш 20 % номінальної.

Від величини шорсткості залежить знос деталей машин, витрата енергії на подолання сил тертя (до 25 % у токарському верстаті), міцність посадок з натягом, опір корозії і навіть міцність деталей. При запресовуванні шорсткості на поверхнях, що з'єднуються, мнучи, зменшують величину натягу, що приводить до зниження міцності з'єднань з натягом. Деталі, оброблені різцем, під дією змінних навантажень руйнуються в два рази швидше, ніж поліровані.

Характеристики

Список файлов книги