- •§ 1.1. Основные понятия взаимозаменяемости.
- •§ 2. Номинальный, предельный и действительный размеры деталей. Ряды предпочтительных чисел. Нормальные линейные размеры.
- •На основании ряда предпочтительных чисел в диапазоне размеров от 1 мкм до 20 м разработан гост р 6636-69 Основные нормы взаимозаменяемости. Нормальные линейные размеры.
- •§ 3. Погрешность и точность изготовления детали. Закон нормального распределения случайных погрешностей изготовления.
- •§ 4. Предельные размеры и предельные отклонения детали. Понятие допуска, его графическое изображение.
- •§ 5. Классификация соединений деталей. Понятия посадки, зазора и натяга.
- •§ 5.1. Понятие зазора.
- •§ 5.2. Понятие натяга.
- •§ 6. Виды посадок. Допуск посадки. Схема расположения допусков. Связь точности изготовления деталей с точностью их соединений.
- •§ 6.1. Посадки с зазором
- •§ 6.2. Посадки с натягом
- •§ 6.3. Переходные посадки
- •§ 7. Единые принципы построения систем допусков и посадок для типовых соединений деталей машин. Системы посадок основного отверстия и основного вала.
- •§ 7.1. Система отверстия.
- •§ 7.2. Система вала.
- •§ 8. Принципы выбора системы посадок. Примеры применения системы отверстия и системы вала.
- •§ 8.1. Принципы выбора системы посадок
- •§ 9. Расположение полей допусков относительно нулевой линии. Основные отклонения и их обозначения на чертеже.
- •§ 10. Степень точности (квалитет) размера детали. Единица допуска.
- •§ 11.1. Влияние квалитета на поле допуска.
- •§ 11.2. Влияние основного отклонения на расположение поля допуска.
- •§ 11.3. Образование посадок с зазором.
- •§ 11.4. Образование посадок с натягом.
- •§ 12. Обозначение предельных отклонений и посадок на чертежах.
- •§ 13. Назначение и расчет посадок с натягом, примеры применения.
- •§ 13.1. Примеры применения посадок.
- •§ 14. Назначение и расчет посадок с зазором, примеры применения.
- •Примеры применения.
- •§ 15. Назначение и расчет переходных посадок, примеры применения.
- •Примеры применения.
- •§ 17. Допуски и посадки шпоночных соединений, обозначение посадок на чертежах.
- •§ 18. Допуски и посадки шлицевых соединений, обозначение посадок на чертежах.
- •§ 19. Классификация резьб. Профиль и основные параметры метрической резьбы.
- •§ 20. Допуски и посадки резьбовых соединений. Схемы расположения полей допусков. Обозначения на чертежах.
- •§ 20. 1. Особенности обозначения и изображения полей допусков резьбовых деталей.
- •§ 20. 2. Обозначение резьбовых соединений на сборочных чертежах.
- •§ 20. 3. Обозначение резьбовых деталей на рабочих чертежах.
- •§ 21. Методы и средства контроля резьбовых соединений.
- •§ 22. Взаимозаменяемость зубчатых колес. Нормы кинематической точности, плавности работы и контакта зубчатых колес.
- •§ 23. Виды сопряжений зубчатых колес. Обозначение точности и вида сопряжений на чертежах.
- •§ 23. 1. Виды сопряжения зубчатых колес. Обозначение точности и вида сопряжений на чертежах.
- •§ 24. Взаимозаменяемость по волнистости и шероховатости поверхностей деталей. Обозначения на чертежах. Методы и средства контроля.
- •§ 24. 1. Обозначение шероховатости на чертежах.
- •§ 25. Взаимозаменяемость по форме поверхностей деталей. Обозначения на чертежах.
- •Обозначения на чертежах.
- •Обозначение на чертежах.
- •§ 26. Взаимозаменяемость по расположению поверхностей деталей. Обозначения на чертежах.
- •Радиальное биение.
- •Торцевое биение.
- •§ 27. Понятие о метрологии и решаемые ею задачи.
- •Основные задачи измерения:
- •§ 27.1. Правовые основы обеспечения единства измерений. Основные положения закона рф об обеспечении единства измерений. Государственная система обеспечений единства измерений.
- •§ 27.2. Метрологическая экспертиза конструкторско-технологической документации.
- •§ 27.3. Средства измерений. Основные понятия и классификация.
- •§ 27.4. Метрологические показатели и характеристики средств измерений.
- •§ 27.5. Погрешность и точность средств измерений. Класс точности средств измерений. Общие принципы выбора средств измерений.
- •§ 27.6. Методы измерений. Понятия и классификация.
- •§ 27.7. Погрешность и точность измерений. Основные понятия. Виды погрешностей измерений.
- •§ 27.8. Обработка результатов измерений. Однократные и многократные измерения. Исключение грубых и систематических погрешностей измерений. Оценка случайной составляющей погрешности измерений.
- •§ 27.9. Обработка результатов косвенных измерений.
- •§ 27.10. Бесшкальные контрольные инструменты. Калибры, их назначение и использование для контроля гладких цилиндрических деталей.
- •§ 28. Стандартизация
- •§ 28.1 Цели и задачи стандартизации в Российской Федерации.
- •§ 28.2. Органы и службы стандартизации Российской Федерации.
- •§ 28.3. Государственная и международная системы стандартизации.
- •§ 28.4. Нормативные документы по стандартизации.
- •§ 28.5. Категории и виды стандартов, применяемых в Российской Федерации.
- •§ 28.6. Основные методы и виды стандартизации.
- •§ 29 Сертификация продукции
- •§ 29.1. Понятие о сертификации и ее принципы. Цели сертификации.
- •§ 29.2. Виды сертификации.
- •§ 29.3. Объекты обязательной и добровольной сертификации.
- •§ 29.4 Системы сертификации.
- •§ 29.5. Схемы сертификации.
- •§ 29.6. Методика проведения сертификации продукции, производства и услуг.
§ 13. Назначение и расчет посадок с натягом, примеры применения.
Посадки с натягом предназначены для получения неподвижных соединений под нагрузкой. Они образуются как в системе отверстий (СА), так и в системе вала (СВ), сочетанием полей допуска основных деталей и не основных с основными отклонениями от p до z. Неподвижность соединения обеспечивается предварительным (до сборки) натягом (N):
(7.1)
где
расчетный диаметр гладкого вала;
– расчетный диаметр гладкого отверстия.
Соотношение этих диаметров должно обеспечить такой натяг, чтобы под воздействием силы Z или момента М или комбинированной нагрузки M и Z соединение осталось неподвижным.
Изобразим изготовленный гладкий цилиндрический вал с диаметром , на сборку с этим валом поступает отверстие, которое имеет несколько меньший диаметр . Причем для наглядности изобразим радиальное изображение натяга, т.е. на сборке вал и отверстие имеют одну ось (рис. 25).
Нетрудно видеть, что поскольку натяг есть разница расчетных диаметров вала и отверстия, то у нас в данном случае половина натяга и внизу половина натяга, а в целом он образует натяг как разницу между соответствующими диаметрами,
Представим себе, что было осуществлена операция сборки. В соединение под действием отверстия вал, очевидно, будет сжиматься.
Вал либо механически напрессовывается на отверстие или отверстие напрессовывается на вал, либо с помощью тепловых эффектов – вал и отверстие охлаждаются, вследствие чего вал сжимается, а отверстие расширяется. Затем они соединяются, деталь помещается в нормальную температуру, выравнивается, и происходит деформация вала на сжатие, отверстия на расширение. И, наконец, образуется соединение, общий диаметр которого не принадлежит ни к диаметру отверстия, ни к диаметру вала.
Пунктиром на рисунке показаны исходные диаметры отверстия и вала. Изобразим деформации, которым были подвергнуты обе детали (рис. 25).
Таким образом, вал сжался на величину:
Отверстие расширилось на величину:
В результате в соединении образовался общий диаметр d = D, диаметр соединения. Видно, что сумма деформаций представляет собой натяг:
(7.2)
Обозначим длину контакта через l, тогда площадь контакта S равна:
(7.3)
В результате сборки детали образуются два поля давления: со стороны отверстия на вал и со стороны вала на отверстие, которые будут условно равномерными, т. к. не мы не будем рассматривать концевые эффекты.
Рассмотрим случай, когда отверстие будет действовать на вал. Величину давления обозначим через . В противоположную сторону будет действовать . В результате давления появляется сила нормальной реакции опоры. Подействуем на вал некоторой внешней нагрузкой Z, в результате в соединении возникнет противодействующая ей сила трения .
Таким образом, на соединение после сборки действуют следующие силы.
На вал – внешняя сила Z и со стороны отверстия действует сила трения Fтр, причем сила трения возникает за счет контактного давления, которое связано с натягом.
, (7.4)
Совершенно очевидно, что чем больше натяг, а он, как известно, является регулируемым параметром, тем больше контактное давление и выше сила нормальной реакции опоры, значит больше сила трения, следовательно, соединение может сопротивляться большей внешней нагрузке.
Свяжем перечисленные параметры аналитическими выражениями.
Пусть необходимо рассчитать для заданной нагрузки величину натяга , которая обеспечивает неподвижное соединение под этой нагрузкой.
Посадки с натягом в основном работают в упругой области, в которой выполняется закон Гука: напряжение в образце пропорционально его линейной деформации.
, (7.5)
где
Е – модуль упругости первого рода или модуль Юнга;
– напряжение;
– относительная деформация.
Данный закон справедлив для одномерного случая.
Французский ученый Ламэ получил решение для цилиндрических тел:
, (7.6)
где
- коэффициент Ламэ или модуль упругости второго рода,
Данное выражение записано для вала.
Аналогично для отверстия:
. (7.7)
В последнем выражении в знаменателе использовали d, т. к. в соединении диаметр вала d равен диаметру отверстия D.
Выразим из уравнений (7.6) и (7.7) абсолютные деформации вала и отверстия. Используя условие равенства давлений (7.4), запишем:
(7.4)
Получили связь абсолютных деформаций с величиной контактного давления, величину которого необходимо определить.
Используя выражение (7.2), получим:
. (7.6)
Таким образом, получили решение, которое связывает искомую величину давления с натягом.
Определим силу трения.
Под действием давления Р возникает сила трения , равная произведению коэффициента трения на силу реакции опоры, которая, в свою очередь, равна произведению контактного давления на площадь контакта.
; (7.7)
(7.8)
Очевидно, что при превышении внешней силой максимальной силы трения, в соединении возникнет подвижность (кризис). До наступления кризиса всегда сила трения будет равна внешней силе.
Условие неподвижности соединения заключается в не превышении активной силой максимально возможной силы трения .
Используя полученные выше выражения, рассмотрим алгоритм расчета минимального расчетного натяга.
Из выражения (7.8) определяем предельную силу трения, затем из уравнения (7.7) – необходимую для этого величину контактного давления Р. Из формулы (7.6) – минимальный расчетный натяг, который обеспечивает выполнение (7.8). Это прямая задача. Существует и обратная, в которой от натяга определяют величину силы трения.
Для обеспечения неподвижности соединения необходимо, чтобы натяг, возникающий в нем, превышал минимальный.
У натяга существует не только нижняя, но и верхняя граница, наличие которой обусловлено разрушением материала.
Условия разрушения, может быть сформулировано, следующим образом: максимальное давление (аналог напряжений) в соединении, при котором еще не наступает разрушение, должно быть меньше предела текучести или иного предела, который ограничивает прочность деталей:
, (7.9)
где
А - некоторый коэффициент;
- предел текучести.
Тогда зная из условия (7.6) найдем .
.
При превышении этого натяга может возникнуть разрушение либо вала, либо отверстия.
В реальных условиях необходимо ввести поправки на шероховатость деталей, на температурные деформации (деталь собрана при нормальных условиях, а может эксплуатироваться в других), действие центробежных сил и.т.п.
Например, соединение собрано в неподвижном варианте, на стенде, а затем деталь (турбина) вращается, возникают центробежные силы, которые приводит либо к уменьшению, либо к увеличению натяга, или же соединение было собрано в нормальных условиях, а эксплуатироваться будет, например, при температуре .
Например, поправка на шероховатость опирается на понятие функциональных размеров - - размеры шероховатых деталей, которые в соединении будут функционировать также как и гладкие (рис. 26).
Тогда
(7.10)
где - коэффициент, учитывающий отличие к сопротивлению сжатия гладкого и шероховатого валов (снятие неровностей).
Аналогично для отверстия.
(7.10)
Таким образом
(7.10)
Для деталей изготовленных из одного материала можно принять
.
Тогда условие выбора посадок с натягом можно сформировать следующим образом: