Исследование влияния составляющих функционального допуска посадки на долговечность и точность сборки неподвижных сопряжений деталей цилиндро-поршневой группы автомобильного двигателя ЗМЗ-511. 10. Часть 1 Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 621.9.08:621.753.2:531.7:621.431

Н. Н. ЧИГРИК

Омский техникум высоких технологий машиностроения

ИССЛЕДОВАНИЕ ВЛИЯНИЯ СОСТАВЛЯЮЩИХ ФУНКЦИОНАЛЬНОГО ДОПУСКА ПОСАДКИ НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ И ТОЧНОСТЬ СБОРКИ НЕПОДВИЖНЫХ СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ ЦИЛИНДРО-ПОРШНЕВОЙ ГРУППЫ АВТОМОБИЛЬНОГО ДВИГАТЕЛЯ ЗМЗ-511.10. ЧАСТЬ 1

С учетом влияния конструктивной и эксплуатационной составляющей функционального допуска посадки установлены предельные значения функциональных натягов в неподвижных сопряжениях деталей цилиндро-поршневой группы автомобильного двигателя ЗМЗ-511.10 в соответствии с выполнением условий обеспечения точности и наилучшей долговечности соединений с натягом, а также что допуск формы ограничивает отклонение формы реальных поверхностей при рассмотрении определений предельных размеров отверстия и вала, данных ГОСТ 26346-89 с позиции максимума и минимума материала, а отклонения формы, ограниченные полем допуска размера, уменьшают поле допуска действительных размеров на значение допуска формы и посредством сужения допуска формы можно расширить поле допуска размера при установке между допуском формы и допуском размера рационального соотношения по ГОСТ 24643-81.

Ключевые слова: посадка с натягом, допуск посадки, размерная цепь, погрешность, отклонение формы поверхностей, запрессовка.

Все конструктивные элементы деталей с сопрягаемыми поверхностями, имеющими одинаковый номинальный размер, сохраняют полную неподвижность или обеспечивают возможность движения друг относительно друга. Для обеспечения подвижности соединений действительный размер отверстия, представляющий собой охватывающий элемент, должен быть больше действительного размера вала — охватываемого элемента, а для обеспечения неподвижности соединения деталей действительный размер вала, как охватываемый элемент, должен быть больше действительного размера отверстия — охватывающего элемента. Для деталей цилиндро-поршневой группы автомобильного двигателя ЗМЗ-511.10 выполнение данных условий при запрессовке подшипниковой втулки в верхнюю головку шатуна и запрессовке поршневого пальца в отверстие в поршне при сборке поршня с шатуном приводит к неизбежному искажению формы сопрягаемых поверхностей деталей, их деформации при увеличении до значений наибольшего натяга Nmax посредством растяжения нагревом внутреннего диаметра отверстия в поршневой головке шатуна, сопрягаемого с подшипниковой втулкой и внутреннего диаметра отверстия в поршне при соединении его с поршневым пальцем и одновременном сжатии наружного диаметра подшипниковой втулки и наружного диаметра поршневого пальца до значений наименьшего натяга N . . При этом элементные раз-

mm 1 1

меры в исследуемых сопряжениях после сборки становятся одинаковыми.

Работоспособность деталей и механизмов автомобиля зависит от изменения предельных отклонений в подвижных сопряжениях вследствие износа деталей, ослабления сопрягаемых посадочных соединений, нарушения нагрузочного режима, несоблюдения норм точности на сборку изделий и взаимной увязки отклонений размеров, формы и расположения, шероховатости поверхностей с точки зрения их влияния на погрешность измерений. При этом погрешность измерений зависит не только от точности применяемых средств измерений, но и от полноты реализации стандартных определений измеряемых величин, применяемого метода измерений, метода сборки, условий, способа и схемы измерений, правильности и соответствия значений в конструкторской документации технических записей нормам точности, установления соответствия терминологии геометрических величин, их условных обозначений стандартным определениям на диаметр вала и отверстия по ГОСТ 25346-89 и ГОСТ 25347-82 [1, 2], на допуски формы и расположения поверхностей — по ГОСТ 24642-81, ГОСТ 24643-81 [3, 4].

Все размеры с проставленными нормами точности подразделяются на элементные, образующие посадку с сопрягаемой деталью, и координирующие, определяющие положение детали друг относительно друга. Реальная форма поверхностей делает

ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 3 (123) 2013 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ

МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 3 (123) 2013

Рис. 1. Расположение полей допусков в неподвижном соединении деталей по посадке с натягом и графическое пояснение образования предельных значений размеров и отклонений с учетом влияния допуска формы поверхностей

элементный размер переменным, ограниченным двумя значениями — наибольшим и наименьшим. Наибольший диаметр вала определяется диаметром прилегающего цилиндра, а его наименьший диаметр — минимальным расстоянием между противолежащими точками цилиндрической поверхности. Допуск элементного размера ограничивает отклонение формы его поверхностей, а допуск координирующего размера — отклонения расположения образующих его элементов. При нормировании отклонений формы, ее количественной оценке и взаимного расположения поверхностей используется принцип прилегающих прямых, поверхностей и профилей.

Действительные размеры годных отверстий и валов в партии деталей, изготовленных в соответствии с технической документацией, могут колебаться между заданными предельными значениями размеров. При этом значения зазоров и натягов в сопряжении изменяются в зависимости от значений действительных размеров сопрягаемых деталей. При измерениях и сортировке деталей на размерные группы валы сортируются по наибольшему диаметру, а отверстия — по наименьшему.

Соединение поршневого пальца с отверстием в поршне при сборке поршня с шатуном автомобильного двигателя ЗМЗ-511.10 осуществляется методом групповой взаимозаменяемости, поскольку сборка данных сопряжений по методу полной взаимозаменяемости технически и экономически не целесообразна в связи с тем, что производственные допуски деталей соединения значительно больше установленных техническими требованиями к допуску посадки. Соответственно, существующий производственный допуск на изготовление деталей сопряжения искусственно уменьшают TD/n, Тё/п, чтобы получить равенство допусков ТП=ТN, ТП=Т.Б и по суженным допускам TDr, Тёг детали сортируют на размерные группы. При сборке деталей соединения, относящиеся к одной размерной группе, обеспечивается посадка по методу полной взаимозаменяемости в соответствии с требованиями технической документации, что предопределяет стабильность посадок в соединениях, их надежность в работе и долговечность. При измерении и сортировке по группам действительных ремонтных размеров исследуемых сопряжений деталей цилиндро-поршневой группы автомобильного двигателя ЗМЗ-511.10 проверяется разность между предельно допустимыми значени-

ями элементных размеров с учетом влияния отклонения формы поверхностей деталей, определяемая значением натяга Ы = а?иаи = а*~™

при выполнении условия d<D или значением зазора S = D™-2E™-d%+1ECЫ=Df¡+TCED-d,*-TCEd, в случ^ когда размер отверстия до сборки больше размера вала D>d.

Принимая во внимание, что ГОСТ 25346-89 [2] дает определение предельных размеров отверстия и вала с учетом отклонений формы с позиции предела максимума и минимума материала, а положениями ГОСТ 26642-81 [3] установлено, что отклонение формы реальной поверхности относительно номинальной, заданной чертежом, оценивается наибольшим расстоянием (ЕСЕ) от точек реального элемента по нормали к номинальной прилегающей поверхности в пределах нормируемого участка (I), за наибольший предельно допускаемый размер вала принимается диаметр описанного прилегающего цилиндра наименьшего возможного радиуса, который бы касался наиболее выступающих точек реальной цилиндрической поверхности и, учитывая, что данный диаметр должен быть не больше предела максимума материала или наибольшего предельного размера. При этом за наименьший предельно допускаемый размер вала принимается размер, измеренный двухточечным инструментальным измерительным средством при условии, что данный размер должен быть не меньше предела минимума материала или наименьшего предельного размера. Соответственно, за наименьший размер отверстия принимается диаметр вписанного цилиндра наибольшего возможного радиуса, который касался бы наиболее выступающих точек реальной внутренней цилиндрической поверхности при условии, что данный диаметр должен быть не меньше предела максимума материала или наименьшего предельного размера отверстия. За наибольший размер отверстия принимается размер, измеренный двухточечным инструментальным средством измерений, который должен быть не больше предела минимума материала или наибольшего предельного размера отверстия (рис. 1).

Действительный размер отверстия, измеренный по прилегающему вписанному цилиндру, является наименьшим, а наибольший действительный размер определяется отклонениями формы, ограниченными допуском формы DAmax=DAmn + 2ЕСЕD, поскольку действительный размер в соответствии с ГОСТ

25346-89 (СТ СЭВ 145-88) определяется как размер, полученный в результате измерений с допустимой погрешностью. Действительный размер вала, измеренный по прилегающему описанному цилиндру, является наибольшим, а наименьший действительный размер определяется отклонениями формы, ограниченными допуском формы . = ^ —

~ ^ 1 т -Г Дтт Дтах

— 2ЕСЕ&. Отклонения формы уменьшают поле допуска действительных размеров на значение допуска формы, при этом расширить поле допуска можно только за счет уменьшения допуска формы

DUm <D -2ECED, D >D , D <D ;

Дшт max Дтт min Дтах max

Dlim. >D . +2ЕСЕВ, D. <D , D. >D ;

Дтах— min ' .min— mm' Дmax— max'

dlim. . <d —2ECEd, d . >d . , d. <d ;

.min— max 1 .min— min1 .max— max'

dlim >d . + 2ECEd, d. <d , d. >d . .

.max min .max max .min min

Соответственно, реальные зазоры в сопряжении будут уменьшаться при уменьшении поля допуска действительных размеров на значение допусков формы

'Т'П__о С _ тл ES jes-TCEd

1Ь-ЬФ max - min - L>EI+TCED - üei ■

= ID -d . )-(D . -d ) =

\ max min / V mm max /

= (DlunAmi„ + 2ECED - (d\imAmi-2ECEd)) -- P - 2ECED - (d limAmin+2ECEd)),

TN = Ntmax -Ntmm = d“ ^ ~ =

= (d -D . )-(d . -D ) =

V max nun / v гаш тпах /

= (d\imAinm + 2 ECEd - (D lim ^ - 2 ECED)) -- (d\imAma - 2ECEd - (DПшлmin + 2ECED)).

В соответствии с положениями ГОСТ 24643-81 [4] допуски формы цилиндрических поверхностей составляют 30, 20 или 12 % от допуска размера. При этом допуск формы (TF) ограничивает отклонение радиуса цилиндрических поверхностей и определяется наибольшим допустимым отклонением формы, а допуск размера (IT) ограничивается отклонением диаметра поверхностей. Поле допуска формы определяется областью в пространстве или на плоскости, внутри которой находятся все точки реальной поверхности или реального профиля.

Относительная неподвижность при запрессовке подшипниковой втулки в верхнюю головку шатуна и запрессовке поршневого пальца в отверстие поршня при сборке поршня с шатуном обеспечивается за счет упругих деформаций, возникающих при запрессовке. Сборка данных сопряжений требует весьма высокой точности, характеризуется резко переменными нагрузками и разборке подвергаются крайне редко.

Требуемые предельные значения натягов в исследуемых сопряжениях установлены из условий обеспечения их наибольшей долговечности:

где Дэ — запас точности соединения при эксплуатации, назначаемый на неподвижное соединение при запрессовке сопрягаемых деталей для возможности проведения повторной запрессовки, определяется разностью значений наименьшего функционального натяга (N . . ), установленного из условий

' min функц. расч.'1 J J

обеспечения наилучшей долговечности сопряжения и наименьшего натяга (N . „ ), обеспечивающего

' min табл.’ 1

экономически приемлемую точность изготовления деталей сопряжения;

Дсб — запас точности при сборке соединения или технологический запас на сборку соединяемых деталей, назначаемый для обеспечения точности сборки неподвижного соединения при запрессовке сопрягаемых деталей, учитывает резко переменные нагрузки, связанные с понижением прочности материала деталей и повышением усилий, возникающих вследствие перекосов сопрягаемых деталей, колебания коэффициента трения и температуры, определяется разностью значений наибольшего функционального натяга (N ), установленного

max функц. расч.

из условий обеспечения наилучшей долговечности сопряжения и наибольшего натяга (N _ ), обе-

max табл.

спечивающего приемлемую точность изготовления деталей сопряжения.

При этом чем выше числовые значения запаса на эксплуатацию Дэ и запаса на сборку Дсб, тем выше надежность и долговечность прессовых соединений, меньше усилие запрессовки и напряжение в материалах деталей, приводящих к их разрушению.

В соответствии с изложенными положениями в исследуемых сопряжениях деталей цилиндро-порш-невой группы автомобильного двигателя ЗМЗ-511.10 запас на эксплуатацию (Дэ) при запрессовке подшипниковой втулки в отверстие поршневой головки шатуна и запрессовке поршневого пальца в отверстие в поршне при его сборке с шатуном учитывает наличие динамических нагрузок и возможность проведения повторной запрессовки при ремонте, а запас на сборку (Дсб) — перекосы при проведении запрессовки.

При запрессовке подшипниковой втулки в отверстие поршневой головки шатуна в сборе (рис. 2) максимальный функциональный натяг (N )

max функц

определяется из условия обеспечения прочности сопрягаемых деталей

(3)

где рд — наибольшее допускаемое давление на контактной поверхности, возникающее под влиянием натяга:

Л2"

для отверстия реп <0,58*0^ ■ 1- , Па, (4)

для вала Рда ~ 0,58 ■ <зш

- г , \ 2

d.

1- 1

kJ

, Па,

(5)

N <N л ,

max max функц. расч.

N ф — N =Дб;

max функц. расч. max табл. сб'

N . >N . л ,

min min функц. расч.

N . „ -N . й =Д ; Д >Д,

min функц. расч. min табл. э э б

где Сто< атс1 — пределы текучести материалов шатуна и подшипниковой втулки при растяжении,

(1) °тС=3,6'108 Па; ^т^=1,4'108 Па [5].

Для определения напряжений и перемещений в полых цилиндрах применялись зависимости, используемые для нахождения числовых значений ко-

(2) эффициентов Ламэ [6],

ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 3 (123) 2013 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ

МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 3 (123) 2013

116

Рис. 2. Схема неподвижного прессового соединения подшипниковой втулки с отверстием поршневой головке шатуна, й2>б.н

Nn

= Р

С N

d

где р — давление, возникающее под влиянием натяга на поверхности контакта в сопряжении подшипниковой втулки и отверстия поршневой головки шатуна;

ёН — номинальный диаметр сопряжения, dН= = 0 26,27 мм;

Е и Ев — модули упругости материала соответственно подшипниковой втулке и шатуну, Е^1,15 1011 Па, Ес=2,2 1011 Па [5]. Для изготовления шатуна применяется углеродистая сталь 45Г2 по ГОСТ 4543-71 [7], а подшипниковая втулка изготавливается из оловянно-цинково-свинцовой бронзы марки БрОЦС 4-4-2,5 по ГОСТ 15885-77 [8].

Св и Сл — коэффициенты Ламэ, соответственно шатуна и втулки, Сс=3,91 и ^=19,847, определялись из выражений

С„ =

i+l^ i+A

d J _ I d„

+ Ці)і С* —

1-

1-

-Hd-

d1=

где цс, ^ — коэффициенты Пуассона соответственно материалу подшипниковой втулки и шатуна ^ = = 0,35; ^с=0,33 [5];

d1 — диаметр отверстия во втулке

= 0 25,0^ мм;

d2 — наружный диаметр верхней головки шатуна, 02 35,0*о° мм.

Расчетные значения наибольших допускаемых давлений на контактной поверхности, возникающих под влиянием натяга для отверстия (рас) и вала (рм), вычисляемые по формулам (4, 5), составили

рт<0,58ат

рм< 0,58 ст„

1-

= 0,58-3,6-Ю8 ■

= 9,117-10 Па,

i-і А.

-- 0,58-1,4 -108

= 7,66110 Па.

1-

26,27

35

25

26,27

Поскольку N рассчитывается по наимень-

J max функц 1

шему значению р, то за наибольшее допускаемое давление на контактной поверхности из расчетных значений принято значение р ,= 7,661-10 6 Па

JV„

TQi 1Q847

= 7,66110"-26,27-1 ,, 1 = 0,00003831 м=38,31 мкм.

2,2-10 1,15-10

При запрессовке подшипниковой втулки в отверстие верхней головки шатуна в сборе минимальный функциональный натяг (N . ^ ) определялся

1 J ' ' mm функц' 1 ^

из условия обеспечения точности сопрягаемых деталей при нагружении изгибающим моментом М заделки от сжимающей силы Na приведенной зависимости

СЖфШ.

заделки согласно

2.МвФв

(n ф )*

V сж т ш.заделки /

K-Lf

2-203,507 0,02627-103

(12,936)'

л -0,030 -0,020

3,91

2,2 Ю11

19,847 1,15-10”

— 0.00000204м — 2.04МХМ.

• нормальная сила для нагруженного

где М — изгибающий момент для нагру-

^ сжфш. заделки 1 “ 1 ■>

женного участка от сжимающей силы, М =

•' 1 ' сжфш заделки.

= 203,507 Н-м при угле заделки нагруженного участка = 105°;

фш заделки

сжфш. заделки

участка от сжимающей силы, N = 131,683 Н;

■' 1 сжфш. заделки

/ — коэффициент трения; /=0,20; L — длина сопряжения, L = 30-014 мм.

Изгибающий момент в вертикальном сечении проушины верхней головки шатуна (рис. 3) определялся зависимостью [9]

А4° = -Pjn ■ гср ■ (0,00033 ■ Фш 3(

-0,0297), Н-м,

——

——

—> •

Рис. 3. Схема распределения нагрузок на поршневую головку шатуна при ее сопряжении с подшипниковой втулкой: а — при растяжении; б — при сжатии

где Фшзад. — У™Л ^задел^ Фшздлки =(90-130) ГРЭД1

d2+di 35 + 26,27

0,015 м — средний радиус

4 4

поршневой головки;

Р]п — суммарная сила инерции поршневой группы

= -0,7 • 334,93 • 0,036 • (1 + 0,462) = -4133,91 Н ,

где тп — масса поршневой группы, кг, тп = 0,7 кг;

R — радиус кривошипа, м; R = 0,036 м;

X — отношение радиуса кривошипа Rк к длине шатуна Lш;

% = — = 0,462; I. =0,078 м;

Т 1 ' ш ' 1

ш

®п — угловая скорость при нормальной частоте вращения коленчатого вала автомобильного двигателя ЗМЗ-511.10,

л'пн л-3200 ,

со,. = __ =——— = 334,93 с ,

30

30

пн — номинальная частота вращения коленчатого вала, мин-1; n =3200 мин-1.

н

Изгибающий момент в вертикальном сечении проушины верхней головки шатуна Мо

Мо - -Рр, -V (0,00033-Ф_ -0,0297) =

= -(-4133,91)-0,015-(0,00033 105 - 0,0297) = 0,307 Нм,

нормальная сила в этом сечении

No = -Р,п - (0,572 - 0,0008 ■ Фш_) =

= -(-4133,91) • (0,572 - 0,0008 -105) = 1107,89 Н,

нормальная сила в расчетном в сечении для выбранного угла заделки ф в зависимости от сгибаю-

J ^ ~ ш. заделки

щей силы

= NO • COS фш заделки -

-0,5-Pjn -(sinl05' -cosl05°) =

1107,89 • cosl05° -

- 0,5 • (-4133,91) • (sinl05° -cosl05°) = 2245,08 H.

Изгибающий момент в расчетном сечении для выбранного угла заделки ф

1 J ^ т ш.заделки

= Mo + No ■ тср ■ (1 - cos9„,^1 +

+ 0,5-P^ -гф -(япф

ш.заделки

COS фш задеЛки ) —

= 0,307 +1107,89 • 0,015 • (1 - cosl05-) +

+ 0,5 • (-4133,91) • 0,015 • (sinl05° — cosl05°) = —16,751 Н-м.

Напряжение от растяжения в наружном слое

+ К ■ ЛГфш .зогелх„ 2 -(-16,751)

6 ■ г + h

Ср ГОА

'(2 т, + ]и)

6-0,015 + 0,044

10“1

0,044 (2 -0,015 + 0,044) + 0,929-2245,08

10"

где Л™ =

0,078-0,0044 d2-dH 35-26,27

= 2,06 МПа,

2 2

верхней головки шатуна;

= 0,0044 м — толщина стенки

К = -

Е„ -Р„

2,2-10“-608,34

2,2 • 10“ • 608,34 +1,15 -10" • 99,06

= 0,929 — коэффи-

циент, учитывающий наличие запрессованной втулки;

^=(<*2-<*н)-4,=(35-26,27)-78 = 608,94 мм2 —

площадь сечения стенок головки;

^=(^-<О-£ш=(26,27-25)-78 = 99,06 мм2 —

площадь сечения втулки.

Значение суммарной силы, сжимающей головку, составило

РС*=(Р*-Ра)-РП-Р1 ШИ =

---»

ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 3 (123) 2013 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ

117

МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 3 (123) 2013

= (4,45 - 0,1) 0,006538-106 -1557 = 26880 Н,

где Р.т^ — максимальная сила инерции массы поршневой группы при номинальной частоте вращения

^та* = Шл ' ШН ' # ' (СОв ф + X ■ СОв2ф) =

= 0,7-334,932 ■ 0,036 (со5370" -0,462-соз740°)=1557Н,

ф — угол поворота коленчатого вала при р2, ф = 370°; Fn —площадь поршня,

* ^^-91'452-10^0,006538 м2,

п 4 4

Конструктивный допуск посадки ТЫк определялся на основании экономически приемлемой точности изготовления деталей соединения и рекомендаций выбора по точности посадок с натягом, назначался для учета компенсации погрешностей изготовления деталей Дизг (Дизг>1ТП + 1Тб)

ТЫк>1ТП + 1Т±

Эксплуатационный допуск посадки назначался для сохранения требуемого уровня эксплуатационных показателей деталей в прессовом соединении при их длительной эксплуатации, поскольку учитывает скорость потери точности в сопряжении и трудности восстановления их точности при ремонте

рг — давление сгорания в цилиндре двигателя, рг = 4,45 МПа; ро — атмосферное давление, р =0,1 МПа.

1 о '

Нормальная сила для нагруженного участка от сжимающей силы

^ ш.заделки ■

=р,.

81П (р,

ш.заделки ш.заделки

-СОЭфш

^ 8І11105’ 105°

= 26880 -0,0005 +

ЗШфш

•105° ■

---совЮб”

V Л

= 12,936 Н.

Изгибающий момент для нагруженного участка от сжимающей силы

МсУ,

ш.заделки ^сж ^ср

СОв фи

)-

8Шф,

ш.заделки т ш.заделки

Фш.зс

’ЯПф«*«.------------С08фш;

п %

26880 0,015-[0,0001 + 0,0005 • (і - совЮб* )-

203,507 Н-м,

ЯПІ05- 105" .... 1

----------------105-------сое 105

где

К,

- 0,0005;

М„

Рс-Гщ,

= 0,0001.

Функциональный допуск посадки (ТЫфункц), определяемый суммой значений конструктивного допуска посадки (ТЫк) и эксплуатационного допуска (Тэ)

Тэ = Дэ+Дсб.

В соответствии с положениями ГОСТ 25346-82 значения допусков 1Т6 — 1Т8 для ёп = 26,27 мм составляют: 1Т6=13 мкм; 1Т7 = 21 мкм; 1Т8 = 33 мкм.

Из функционального ряда допуска посадки определен ее конструктивный допуск, по которому были установлены квалитеты вала и отверстия,

тык=1Тп+т,

где ITD — табличный допуск отверстия; ITd. — табличный допуск вала.

Соответственно, возможно несколько вариантов вычисления значений ТЫк и Тэ:

При ТЫк=1ТП + ПУ = ГТ7 + ГТ6 = 21 + 13 = 34 мкм; Тэ = ТЫ, — ТЫк=36,37 — 34 = 2,27 мкм, что со-

функц

ставляет около — 6,26 % ТЫФ .

' функц

При ТЫк = 1ТП + т =1Т6 + 1Т6=13+13 = 26 мкм; Тэ = ТЫф — Т№=36,27 — 26=10,57 мкм, что со-

функц

ставляет около 29,14 % ТЫ+ .

функц

При ТЫк = 1ТП + т =ГТ8 + П7 = 33 + 21 = 54 мкм; Тэ = ТЫ. — ТЫк=36,27 — 54=17,73 мкм, что со-

функц

функц

ставляет около — 48,88 % TN[

Второй вариант дает удовлетворительный результат, а первый и третий — невозможны в связи с превышением значения конструктивного допуска посадки (Т^) значения функционального допуска

^фун^

В расчетные предельные натяги введены поправки, учитывающие смятие неровности контактных поверхностей соединяемых деталей, различия рабочей температуры, температуры сборки и коэффициента линейного расширения.

Поправка П1 учитывает смятие неровностей контактных поверхностей соединяемых деталей Ш=5•(RaD + RJ, где RaD, Rad — средние арифметические отклонения профиля относительно отверстия и вала. Значения RaD, Rad определялись из соотношения зависимости шероховатости поверхности от допуска размера Ra«0,05•IT:

тф =TNk+Tэ>ITD + ITd + Дэ + Дсб,

функц

в то же время определяется разностью между наибольшими и наименьшими допускаемыми натягами, исходя из допускаемого изменения эксплуатационных показателей сопрягаемых деталей автомобильного двигателя

R п=0,05-1Т6 = 0,05-13 = 0,65 мкм;

аП ' ' 11

R d = 0,05•IT6 = 0,05•13 = 0,65 мкм.

ad ' ' '

В соответствии со стандартными значениями Ra по ГОСТ 2789-73 [10] Raп=0,63 мкм и Rad=0,63 мкм, расчетное значение поправки П1 составило

П1 = 5(0,65 + 0,65) = 6,50 мкм.

= т

-т

функц max функц. тіп функц.

= 38,31-2,04 = 36,27 мкм.

Поправка П2 учитывает различия температуры в сопряжении при работе двигателя, температура

сборки и коэффициента линейного расширения, определялась зависимостью

П2=К(^-^-аЛ^-^Н'

где I и ^ — рабочие температуры деталей, tpD=tpd= =600 К. Р

t — температура сборки деталей, t=20°С=253,15К;

^ — термический коэффициент расшире-

ния верхней стальной головки шатуна, 1/К; ^= =1,010-5 1/К;

ал — термический коэффициент расширения бронзовой втулки, 1/К; а=1,810-5 1/К;

П2=[1,0-10-5-(600 — 253,15) — 1,8-10-5-(600 —

— 253,15)]-26,27=—0,07 мкм.

Поправка П3 учитывает деформацию деталей от действия центробежных сил и в связи с тем, что скорость вращения сопрягаемых деталей невелика: П3 = = 0.

Числовые значения функциональных натягов с учетом поправок составили

N ф =N „ +6,50-0,07 =

max функц. расч. max функц.

= 38,31 + 6,50-0,07 = 44,11 мкм«44 мкм;

N . „ =N . л +6,50-0,07 =

min функц. расч. min функц.

= 2,04 + 6,5-0,07 = 8,47 мкм«9 мкм.

Поскольку ГОСТ 25347-82 установлена предпочтительность выбора посадок, то для отверстия в поршневой головке шатуна применен допуск размера IT7, а для сопрягаемой наружной цилиндрической поверхности подшипниковой втулки — IT6.

В целях наилучшего согласования размеров машин, их составных частей, деталей, материалов, расчетов деталей на жесткость и прочность, инструментальных измерительных средств и принимая во внимание, что ГОСТ 25346-89 дает определение но-

Таблица 1

Анализ расчетных посадок рекомендуемых положениями ГОСТ 25347-89 для неподвижного сопряжения подшипниковой втулки с отверстием в поршневой головке шатуна автомобильного двигателя ЗМЗ-511.10

Посадки N й max табл. N й min табл. Асб дэ

026 Щг рб 35 9 -8

026^ гб 41 7 3 -2

026f 48 14 -4 5

026f 54 20 -10 11

минального размера, как размера, от которого определяются отклонения, то, в соответствии с принципом предпочтительности типоразмеров деталей и типовых соединений [6, 11], значение номинального размера dя=026,27 мм цилиндрического сопряжения подшипниковой втулки с отверстием в поршневой головке шатуна автомобильного двигателя ЗМЗ-511.10 было округлено до числового значения dя=026 мм согласно рядам предпочтительных чисел по ГОСТ 8032-84 и ГОСТ 6636-69 [12, 13].

При проверке выполнения условий обеспечения наилучшей долговечности исследуемого сопряжения неподвижность сопряжения подшипниковой втулки с отверстием верхней головки шатуна автомобильного двигателя ЗМЗ-511.10 проверялась из рекомендуемых ГОСТ 25347-82 посадок с натягом в

системе отверстия 026 ; 026 ; 026 —— ; 026

Н7 - р6

_ гб s6

п т . Из указанных посадок (табл. 1) условиям обе-

*6 - м

спечения точности и наилучшей долговечности (1, 2)

сопряжения подшипниковой втулки с отверстием верхней головки шатуна удовлетворяют посадки Н 7 т-гч

026 -----и 026 . Для исследуемого прессового

в6 Í6

Рис. 4. Схема расположения полей допусков подобранной посадки 026

Н 7

удовлетворяющей условиям обеспечения наилучшей долговечности для неподвижного сопряжения подшипниковой втулки с отверстием в поршневой головке шатуна автомобильного двигателя ЗМЗ-511.10

ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 3 (123) 2013 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ

МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 3 (123) 2013

Рис. 5. Схема неподвижного прессового соединения поршневого пальца с отверстием в поршне при его сборке с шатуном

сопряжения была выбрана посадка 026

Н 7 s6

рекомендованная положениями ГОСТ 25347-82 из числа предпочтительных. Схема расположения по-

TJ'l

лей допусков подобранной посадки 026 , удов-

f6

летворяющей условиям обеспечения наилучшей долговечности неподвижного сопряжения подшипниковой втулки с отверстием в поршневой головке шатуна, приведена на рис. 4.

При запрессовке поршневого пальца в отверстие в поршне при его сборке с шатуном (рис. 5) максимальный функциональный натяг (N ,), обеспе-

1 J ' ' max функц1'

чивающий выполнение условий прочности сопрягаемых деталей (1, 2) и наилучшую долговечность сопряжения, определялся зависимостью (3)

N

max функц1

= P81dHl

1В1+_Ж EDl Edl

где ра1 — наибольшее допускаемое давление на контактной поверхности, возникающее под влиянием натяга, определялось по формуле (5)

р, =0,58-а H3d mdl

1-

dl

= 0,58-3,6-Ю6-

-'I

у"н

= 12,3-Ю Па.

где а — предел текучести материала поршневого пальца при растяжении, аш^ = 3,6-106 Па [5].

Для определения напряжений и перемещений в полых цилиндрах применялись зависимости, используемые для нахождения числовых значений коэффициентов Ламэ [6],

Ел = 2,1-1011 Па, Еш = 0,72-1011 Па [5]. Для изготовления поршневого пальца применяется углеродистая сталь 15Х по ГОСТ 5639-82 [14], а для изготовления поршня применяется эвтектический алюминиевый сплав АЛ30 [9, 15].

Ст и Сл — коэффициенты Ламэ соответственно поршня и поршневого пальца, СD1 =1,32 и См = 2,058 вычислялись из выражений

СВ1 —1 + Цд —1 + 0,32 —1,32; Cdl —

1 +

1 +

1-

-V-ä =-

-0,33 = 2,058,

где ^, ^ — коэффициенты Пуассона соответственно материала поршня и поршневого пальца ^=0,32; ^ = 0,33; d1 — диаметр отверстия в поршневом пальце, d1 = 016+o,12 мм;

pdd = 0'58<W

1-

1

= 0,58-3,6 IO6

-'I

^max функц ^dd

H)

= 12,3-Ю 'Па.

С С Dl ! dl %

= 12,3-Ю 0,025

1,32 2,058

+ -

,0,7210“ 2,1-10

= 0,00006150 m = 61,50 MKM.

No

d„

d„

где р — давление, возникающее под влиянием натяга на поверхности контакта при сопряжении подшипниковой втулки и отверстия верхней головки шатуна; ё1 — диаметр отверстия в поршневом пальце, d1 = 016,O+CI'12 мм; dН¡ — номинальный диаметр сопряжения, dН1 = 025-010 мм;

Е11 и Е1} — модули упругости материала поршневого пальца и поршня,

Минимальный функциональный натяг (N . . )

1 J 1 ' min функц.J

рассчитывался из условия обеспечения точности соединения при одновременном нагружении крутящим моментом (Миз) и сдвигающей силы (Fa)

N

2 Мш d„.

+ (Faf

n-L'f

как

■к -0,066 -0,038 1,32 2,058

0,72-10" 2,1-Ю1

= 20,31 мкм.

^--(s + t + At)

Я2

^-(7+ 3,8+ 0,8)

= 34,4 мм,

Р =

п dH2 L f я-0,0252-0,066-0,038

= 28,88-1015 Па,

где L — длина сопряжения; L=(66±0,12) мм; I — коэффициент трения, 1=0,038.

Расчетная сила, действующая на палец,

F =

а

= p -F + k-P. = 9,6-106-131,4-10-4 +

L z max n j ' '

+ 0,72-0,0166- 106 = 0,138-106 Н,

где pz max — максимальное давление газов на номинальном режиме работы, МПа; p =9,6 МПа;

z max

Fn — площадь поршня; м2; Fn =131,4 см2 =

= 131,4-10-4 м2

k — коэффициент, учитывающий массу поршневого пальца, k = 0,72;

P. — сила инерции поршневой группы, МН;

Pj = -mB-m2H-R( 1+Х)-10^ =

= -2,94-272,132 0,Об-^+О^-Ю"6 =0,0166 МН;

вращения, с

л -пн _ 3,14-2600

: 272,13 с-

Таблица 2

Анализ расчетных посадок рекомендуемых ГОСТ 25347-89 для неподвижного сопряжения поршневого пальца и отверстия в поршне при его сборке с шатуном автомобильного двигателя ЗМЗ-511.10

Напряжение изгиба в днище поршня согласно [9] составило

“-=^ = Р“(!і=И4Ш=11<и4 МПІ

где M — изгибающий момент, МН-м; M =

^ из 1 ' ' из

= У-p т3;

L z max і 1

W3 — момент сопротивления плоского днища поршня, м3; W = Уз-т -52;

из .

Pz max — максимальное давление сгорания, МПа; p =p =5,24 МПа;

z max z

5 — толщина днища поршня, мм; 5 = 7,5 мм; т. — внутренний радиус днища поршня, мм;

Посадки N л max табл. N л min табл. Дсб дэ

Р7 025 — йб 35 33 — 26

025 — Лб 41 7 27 — 20

025 — Л6 48 14 20 — 13

Т7 025 Л6 54 20 14 — 7

где s — толщина стенки головки поршня, мм; s =7 мм;

t — радиальная толщина поршневого кольца, мм, t= 3,8 мм;

At — радиальный зазор кольца в канавке поршня, мм; At = 0,8 мм.

Расчетное значение изгибающего момента составило

М = ‘/з-p т3=1/з-5,24-106-34,43 = 0,711-1011 Па.

из L z max i ' ' '

При этом удельное давление, необходимое для передачи изгибающего момента Миз,

2-М„ 2-0,711-10“

тф = TN ф -TN . ф =

функц max функц. min функц.

= 61,50 — 20,31=41,19 мкм.

На основании положений ГОСТ 25346-82 значения допусков 1Т6—1Т8 для dn = 25 мм составили: 1Т6= 13 мкм; 1Т7=21 мкм; 1Т8 = 33 мкм. Соответственно, возможно несколько вариантов значений Шк и Тэ:

При Шк=^+т=1Т7+1Т6=21 + 13 = 34 мкм;

Тэ=Т.N. —TNк=41,19 — 34 = 7,19 мкм, что со-

функц

ставляет около 17,46 % Т.N .

' функц

При Т.к=^+т=1Т6+1Т6=13+13 = 26 мкм;

Тэ=Т.ф —ТЫк=41,19 — 26=15,19 мкм, что со-

функц

ставляет около 36,88 % ТN .

функц

При Тт=^+т=1Т8+1Т7=33 + 21=54 мкм;

Тэ=ТN —ТЫк=41,19 — 54=—12,81 мкм, что со-

функц

ставляет около — 31,1 % Т№ .

функц

Второй вариант дает удовлетворительный результат, первый — возможен только с применением селективной сборки, а третий вариант невозможен из-за превышения значения конструктивного допуска посадки (Т№) значения функционального допуска (Т. ).

функц

В расчетные предельные натяги введены поправки, учитывающие смятие неровности контактных поверхностей соединяемых деталей П1=6,5 мкм, различие рабочей температуры, температуры сборки и коэффициента линейного расширения П2 = = —0,148 мкм.

Числовые значения функциональных натягов с учетом поправок составили

N ф =N ф +6,5 + 0,07 =

max функц. расч. max функц.

= 61,50 + 6,5 — 0,148 = 67,85 мкм « 68 мкм; N . ф =N . ф +6,5 + 0,07 =

min функц. расч. min функц.

= 20,31 +6,5 — 0,148 = 26,66 мкм « 27 мкм.

- угловая скорость при номинальной частоте

30 30

пН — номинальная частота вращения коленчатого вала, мин-1; пН= 2600 мин-1;

R — радиус кривошипа, м; R = 0,06 м;

X — степень повышения давления в конце процесса сгорания топлива; Х = 0,27;

т — масса поршневой группы, кг; т =2,94 кг. Функциональный допуск посадки Т&ф прини-

мает значение

Учитывая предпочтительность посадок по ГОСТ 25347-82, для отверстия в поршне под установку поршневого пальца применен допуск размера 1Т7, а для сопрягаемой наружной цилиндрической поверхности поршневого пальца — 1Т6.

Выполнение условий обеспечения наилучшей долговечности неподвижного сопряжения поршневого пальца с отверстием в поршне при его сборке с поршневой головкой шатуна автомобильного двигателя ЗМЗ-511.10 проверялось по ГОСТ 25347-82 из числа рекомендуемых посадок с натягом в системе

Р7 /?7 <?7 77

вала 025 — , 025 — , 025 — , 025 — (табл. 2), из Л6 Л6 Л6 Л6

которых ни одна посадка не удовлетворяет условиям

(1, 2).

ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 3 (123) 2013 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ

121

МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 3 (123) 2013

Рис. 6. Схема расположения полей допусков подобранной посадки 025

Р7 рб '

удовлетворяющей условиям обеспечения наилучшей долговечности неподвижного сопряжения поршневого пальца с отверстием в поршне при его сборке с поршневой головкой шатуна автомобильного двигателя ЗМЗ-511.10

Таблица 3

Анализ расчетных комбинированных внесистемных посадок для неподвижного сопряжения поршневого пальца и отверстия в поршне при его сборке с шатуном автомобильного двигателя ЗМЗ-511.10

Посадки N тах табл. N тт табл. дсб дэ

Р7 025 ЗГ рб 70 36 -2 9

Р7 025 Лб 63 29 5 2

025^ гб 69 35 -1 8

025^ вб 63 29 5 2

Анализ комбинирования внесистемных посадок из предпочтительных полей допусков показы-

Р7 Р7 N7

вает, что из посадок 025 —г, 025 , 025

К7

рб

лб

гб

025 —— условиям (1, 2) удовлетворяют только по-Р7 N7

садки 025 —, 025 ------- (табл. 3). При этом значе-

рб г 6

ние наибольшего запаса эксплуатации у посадки

Р7 N7

025 — оказалось большим, чем у посадки 025 —— , рб го

соответственно, внесистемная комбинированная

Р7

посадка 025 —— выбрана предпочтительной, как

удовлетворяющая условиям обеспечения наилучшей долговечности исследуемого неподвижного сопряжения. На рис. 6 приведено графическое пояснение схемы расположения полей допусков выбран-Р7

ной посадки 025 — для неподвижного сопряжения рб

поршневого пальца с отверстием в поршне при его сборке с поршневой головкой шатуна.

При проверке выполнения условий обеспечения точности соединений с натягом при запрессовке подшипниковой втулки в верхнюю головку шатуна и запрессовке поршневого пальца в отверстие в поршне при сборке поршня с шатуном с учетом влияния конструктивной и эксплуатационной составляющей функционального допуска посадки установлены предельные значения функциональных натягов в данных сопряжениях деталей цилиндро-поршневой группы автомобильного двигателя ЗМЗ-511.10, а допуск формы ограничивает отклонение формы его поверхностей при рассмотрении определений предельных размеров отверстия и вала, данных ГОСТ 26346-89 с позиции максимума и минимума материала, при этом отклонения формы реальных поверхностей, ограниченные полем допуска размера, уменьшают поле допуска действительных размеров на значение допуска формы и только посредством сужения допуска формы можно расширить поле допуска размера при установке между допуском формы и допуском размера рационального соотношения по ГОСТ24643-81.

Библиографический список

1. ГОСТ 25346-89 (СТ СЭВ 145-88). Основные нормы взаимозаменяемости. Единая система допусков и посадок. Общие положения, ряды допусков и основных отклонений. — Введ. 1990 — 01 — 01. — Взамен ГОСТ 25346 — 82. — М. : Изд-во стандартов, 1992. — 26 с.

2. ГОСТ 25347-82 (СТ СЭВ 144-88). Основные нормы взаимозаменяемости. Единая система допусков и посадок. Поля допусков и рекомендуемые посадки. — Введ. 1983 — 07 — 01. — М. : ИПК Изд-во стандартов, 2001. — 54 с.

3. ГОСТ 26642-81 (СТ СЭВ 301-88). Основные нормы взаимозаменяемости. Допуски формы и расположения. Основные

термины и определения. — Введ. 1981-01-07. — М. : Изд-во стандартов, 1990. — 70 с.

4. ГОСТ 24643-81. Основные нормы взаимозаменяемости. Допуски формы и расположения. Числовые значения. — Введ. 1981—01 — 07. — М. : Изд-во стандартов, 1981. — 16 с.

5. Материалы для карбюраторных двигателей : справ. пособие / А. В. Лакедемонский [и др.]. — М. : Машиностроение, 1969. — 223 с.

6. Якушев, А. И. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения / А. И. Якушев, Л. Н. Воронцов, Н. М. Федотов. — М. : Машиностроение, 1986. — 352 с.

7. ГОСТ 4543 71. Прокат из легированной конструкционной стали. Технические условия — Введ. 1973 — 01 — 01.— М. : Изд-во стандартов, 1990. — 39 с.

8. ГОСТ 15885-77. Ленты и полосы из оловянно-цинковосвинцовой бронзы. Технические условия. Введ. 1979 — 01 — 01. — М. : Изд-во стандартов, 1989. — 11 с.

9. Колчин, А. И. Расчет автомобильных и тракторных двигателей : учеб. пособие для вузов / А. И. Колчин, В. П. Демидов. — М. : Высш. шк., 2008. — 496 с.

10. ГОСТ 2789 — 73 Шероховатость поверхности. Параметры и характеристики. — Введ. 1975—01—01. — Взамен ГОСТ 2789-59. — М. : Стандартинформ, 2006. — 7 с.

11. Чигрик, Н. Н. Основы стандартизации : учеб. пособие для вузов / Н. Н. Чигрик. — Омск : Изд-во ОмГТУ, 2007. 112 с.

12. ГОСТ 8032-84 (СТ СЭВ 3961 83). Предпочтительные числа и ряды предпочтительных чисел. — Взамен ГОСТ 8032 — 56. — Введ. 1985 07 01. — М. : Издательство стандартов, 1987. — 19 с.

13. ГОСТ 6636-69. Основные нормы взаимозаменяемости. Нормальные линейные размеры. — Взамен ГОСТ 6636 — 60. Введ. 1970 — 01 01. — М. : Издательство стандартов, 1987. — 7 с.

14. ГОСТ 5639-82. Стали и сплавы. Методы определения и выявления величины зерна. Введ. 1983 — 01 — 01. — М. : Изд-во стандартов, 1994. — 45 с.

15. Фридлендер, И. Н. Высокопрочные деформируемые алюминиевые сплавы / И. Н. Фридлендер. — М. : Металлургия, 1960. — 292 с.

ЧИГРИК Надежда Николаевна, кандидат технических наук, доцент (Россия), преподаватель спец-дисциплин.

Адрес для переписки: ChigrikNadya@yandex.ru

Статья поступила в редакцию 26.06.2013 г.

© Н. Н. Чигрик

Книжная полка

621.78/К86

Ксенофонтов, А. Г. Расчет и конструирование нагревательных устройств : учеб. для вузов по направлениям 150200 «Машиностроительные технологии и оборудование» и 150400 «Технологические машины и оборудование» / А. Г. Ксенофонтов. - М.: Изд-во МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2012. - 503 с.

Изложены устройства различных печей, применяемых в машиностроительном производстве для термической и химико-термической обработки изделий. Рассмотрен порядок расчета и проектирования печей, включая алгоритмы решения ряда технологических и конструкторских задач. Описаны специфические узлы и детали печей, а также материалы, используемые при создании термического оборудования. Приведены методы, способы и установки непечного нагрева. Освещены вопросы эксплуатации печей, рассмотрены опасные и вредные для окружающей среды факторы, влияние которых может быть минимизировано еще на стадии проектирования нового оборудования термических цехов. Для студентов технических вузов, обучающихся по специальности «Машины и технологии литейного производства», «Машины и технология обработки металлов давлением», «Металлургические машины и оборудование», «Материаловедение в машиностроении». Может быть полезен инженерам-технологам, работникам служб главного металлурга, механика и энергетика при решении цеховых задач.

620.3/Н25

Нанотехнологии в машиностроении : учеб. пособие для вузов по направлению «Конструкторско-технологическое обеспечение машиностроительных производств» / Ю. Н. Полянчиков [и др.]. - Старый Оскол : ТНТ, 2012. - 91 с.

Рассмотрены методы получения наноматериалов, используемых в современном машиностроении, их свойства и преимущества перед традиционными материалами. Приведены типовые технологии производства деталей машин с использованием наноструктурирования и эпиламирования. Предназначено для студентов всех форм обучения машиностроительных направлений и специальностей.

ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 3 (123) 2013 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ