автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.08, диссертация на тему:Обеспечение технологичности и параметровэксплуатации соединений с натягом

• ; .. Oft 2 o ^

ХАРКШСЬКИЙ ДЕРЖАВНИЙ ПОЛ1ТЕХН1ЧНИЙ УН1ВЕРСИТЕТ

На правах рукопису

Барський BiKTop Михайлович

Забезпечення та napaMCTpiß з'еднань

технолопчност! експлуатування з натягом

Сиещалыпсть 05.02.08.-Тсхнологгя машинобудувапня

Автореферат дисертацп на здобуття наукового ступеня кандидата техшчних наук

XapKiB - 1997

Дисертащя е рукописом

Робота виконана на кафедр1 "Технолот машинобудування" УкрашськоГ шженерно-педагопчноУ академп

Науковий кер1вник: кандидат техшчних наук, професор

Малицький 1гор Федорович

Офщшш опоненги доктор техшчних наук, професор

Захаров Микола Володимирович кандидат техшчних наук, доцент С-вятуха Анатолш Якимович

•Тровщне пщприемство: Харювський науково-дослщний

¡нститут технологи машинобудування

Захист вщбудеться '" г 1997 р. в годин

на засщанш спешал1зованноТ ради Д 02.09.01 у Харювсь-кому полкехшчпому ушверсите™ (310002, м.Харюв-2, МСП, вул. Фрунзе 21)

Автореферат роз1сланий р.

Вчений секретар спещал13овано1 внено! ради / ¿у. . ¿у Узунян М.Д.

ЗАГАЛЬНА ХАРАКТАРИСТИКА РОБОТИ

Актуалыпсть теми. На Полтавському турбомехашч-ному завсш мали мюце непоодинок1 випадки заклиню-вання вузла пщшипниюв ковзання масляних насоав, яю встановлювалися на компресорах типу ПК 5,25. Згщно вщомостей ПТМЗ мали м1сце 4-5% випадшв за-клинювання шдшнпниюв вщ загально! юлькосп ком-пресор1в. Анал1з под1бних вузл1в на шших шдприемст-вах, яю випускають компресори шших тишв дае такий же вщсоток, а де-коли 1 бшыиий.

Шдшипник ковзання працював в умовах термодп при максимальному нагр1в1 мастила близько 100°С при швидкост1 обертання 1450 об/хв 1 незначних питомих тисках цапфи на втулку шдшипника ковзання. Для таких умов роботи шдшипника ковзання не було розра-хунку зазор1в м1ж валиком 1 втулкою при умов1, що втулка дефомуеться за порогом иропорцшносп (пруж-носи). Шдшипник працював за порогом рщинного тер-тя. При проекту ваши даних вуз л ¡в 1 однотипних 1м зви-чайно використовувався прикладний розрахунок, перед-бачаючий пружне деформування як втулки, так 1 корпусу.

Мета роботи полягала у визначенш способу скла-дання вузла шдшипника ковзання, забезпечуючого усу-нення заклинювання валика у втулщ шдшипника'ков-зання.

Завдання, яги вир1шуються.

1.3абезпечити працездатшсть I надшшсть вузла шд-шипника ковзання маслонасоав типу ПК.

2.Виявити за допомогою закошв математично! статистики наявшсть усадки втулки шдшипника ковзання маслонасосу при термодп в процеа експлуатацп.

3.Розробити 1 науково обгрунтувати методику виз-

начення оптимальних величин зазор1в у пщшипниках ковзання [з рщнорщних матер!ал1в при IX складанш з метою забезпечення необхщного зазору в процеа експ-луатацп в зв'язку з його зменшенням за рахунок термо-дп.

Загальна методика дослщження. Методами мате-матично1 статистики була дослщжена задана тлькють вузл1в пщшипнитв ковзання при умовах, аналопчних робочим на компресор1, доведено 1 визначено величину усадки бронзово! втулки 1з матер1алу Бр ОЦС 5-5-5. Для опису напружено-деформованого стану матер1алу втулки використаш формулы, одержан! для визначення контактного тиску I усадки втулки для пружно'!, пруж-но-пластично! 1 пластично! деформацш. Для визначення зазор1в у шдшипнику ковзання м1ж валиком 1 втулкою використана теор1я гщродинам1чного тертя, при допомо-з1 яко'1 виведена емшрична формула визначення макси-мально-допустимих зазор1в у пщшипниках з малим пи-томим тиском цапфи на втулку.

Автор захищае :

методику розрахунку усадки отвору втулки шдшип-ника ковзання при деформуванш матер1алу втулки за порогом пропорцшносп при термодп в процеа експлуа-тацп;

розрахунков1 залежносп для визначення внутр1ш-нього д1аметру втулки при термоди в процеа експлуата-ци;

методику визначення допустимих д1аметральних за-зор1в м1ж валиком I втулкою у шдшипнику ковзання при малих питомих навантаженнях на пщшипник ковзання 1 достатьньо високих швидкостях обертання валика, що пщвищуе довгов1чшсть шдшипника;

споаб складання вузла, враховуючи вище викладеш методики для забезпечення надшносп та довгов1чносп вузла маслонасосу компресора;

математичну модель по визначенню бокових зазор1в у вузл1 маслонасосу на компресорах, яка враховуе за-лежшсть вщ д1аметрального зазору.

Наукова новизна. Розроблена 1 науково обгрунто-вана методика визначення оитимальних величин зазор1в у шдшипниках ковзання 1з р1знорщних матер1ал1в при IX складанш пресуванням та за допомогою термоди, коли вони пращоють при тдвищенних температурах (на приклад1 маслонасоса компресор1в).

Знайдений взаемозв'язок м1ж змшними у чаа температурами елемент1в пщшипника ковзання, як1 е наслщ-ком змши робочо! температури компресора та величиною зазору у шдшипнику ковзання.

Практична цшшсть робота. Забезпечена працездат-тсть 1 надшшсть вузла пщшипника ковзання маслона-сос1в типу ПК при робот1 насоса в р1зних температур-них режимах. Розроблена технолопя складання шдшип-никового вузла ковзання, яка забезпечуе безаваршшсть його роботи, внаслщок втыення яко!" у виробництво Полтавського турбомехашчного заводу, було отримано економ1чний ефект 1 лжвщовано брак виробництва.

Реал1защя роботи. Результати дослщжень 1 розроблена методика були впроваджеш на АО ПТМЗ \ був отриманий економ1чний ефект.

Апробащя роботи. Основш результати роботи були викладеш на науково-практичшй конференцп "Прогре-сивш технолопчш процеси в машинобудувант I стиму-лювання 1Хнього втшення у виробництво/Харк1в. 1990/ та на наукових семшарах Украшсько! шженерно-педаго-пчно1 академп.

Публжаци роботи. По матер1алам дисертагщ опуб-лжоваш 3 друковаш роботи .

Структура, обсяг роботи. Дисертацшна робота м1с-тить 104 сторшки машинописного тексту, 23 рисунки, 29 таблиць; складаеться 1з вступу, п'яти глав з висновками

по кожнш з них, загальних висновюв, списку л1те-ратури, що включае 126 найменувань, додатюв.

ОСНОВНИЙ ЗМ1СТРОБОТИ

Розглянутий стан питания, обгрунтовуеться акту-альшсть теми, визначаеться мета 1 основш задач1 дос-лщження, проведенного стосовно до процесу заклиню-вання вузла шдшипника ковзання маслонасосу компре-сора.

Поданий анал1з л1тературних джерел за темою робота.

В дисертацшнш робот1 зроблений анал1з друкова-них роб1т по питаниям, зв'язаних з роботою шдшипни-юв ковзання.

Розглянут1 фундаментальш робота, що розкривають основний зм1ст пдродинам1чно1 теорП тертя. Початок сучасно!' теорп рщинного тертя поклав у 1883 рощ Н.П.Петров, який доказав, що тертя м1ж шипом 1 цапфою рщинне [ зв'язане ¿з властивостями мастила, 1 кое-фщ1ент тертя непостшний. Теорда рщинного тертя роз-винули таю вчет, як О.Рейнольде, С.А.Чаплигш, М.В.Жуковський, А.Зомерфельд, А.Мггчель, МЛ.Яно-вський, Е.Фальц, М.Гюбель та шип, яю провели необ-хщш теоритичш та експерементальш дослщження для розрахунку шдшипнишв ковзання, що найчаепше вико-ристовуються в машинобудуванш.

Розглянуто багато роб1т, присвячених методам розрахунку параметр1в напружено-деформованого стану ма-тер1алу деталей, складених з натягом, методам визначе-ння усадки внутр1шньо! поверхш запресовано! в корпус втулки вузла шдшипника ковзання; способам I якост1 з'еднань з натягом.

Г.Лямме вперше дослщив параметри напружено-деформованого стану /НДС/ матер!алу цилшдрично!

товстостшно1 труби. В останнш час теоритичним дослщ-женням НДС присвячеш робота таких вчених, як

B.В.Соколовський, Н.Н.Малшш, В.В.Пономарьов,

C.Верт, Г.Бюллер та шших. Автори багатьох робгг, на-приклад, Л.Т.Балацький, АЛ.Жабш, О.Б.Деринг та шип не рекомендують застосовувати велик1 натяги в з'еднаннях з р1знорщними матер1алами, коли коефщ1-ент лшшного розширення обхоплюючоТ детал1 менший за коефщ1ент лшшного розширення обхоплюемо! дета-л1 (а^оС;).

Але Д.С.Пономарьов, В.А.Добровольський, Г.Я.Андреев та його школа: М.НЛванов, В. I. Кушаков, Н.К.Литкша, 1.Ф.Малицький, Б.М.Арпентьев доказали протилежну точку зору на це питания. Також цими авторами повно розглянуто питания шдукцшно-теплово-го складання деталей 13 р1знорщних матер1ал1в. Так, наприклад, цими авторами рекомендовано проводити ш-дукцшне названия корпусу 1 штенсивне охолодження втулки, яка з ним складаеться, що дозволяе регулювати температурну складову натягу при складанш, або и лж-вщувати. Але не можна сказати, що дослщженння по цьому питанию вже повшстю завершен!. До цього часу не мае математично1 модел1 розрахунку допустимих за-зор1в для малонавантажених шдшипнишв ковзання, яка б враховувала напружено-деформований стан матер1алу та пдродинам1чну теорда тертя, 1 завдяки якш можна було б зробити розрахунки зазорГв у вузл1 маслонасосу компресора.

Проведений анал1з фундаментальних робгг, де проводиться теоретичне положения точности обробки та тех-шчний анал1з якосп конструкцш та технолопчного про-цесу виготовлення машин. Це так1 автори, як О.Б.Яхш, Б.С.Балашкш, Н.П.Косов, Ш.М.Бшик, Б.М.Дмитр1ев, А.Н.Гаврилов, В.Г.Калитенко та шип, як1 провели тео-ретичш та експериментальш дослщження по розрахунку

точнос-п технолопчних процес1в. В.С.Корсаков запропо-нував анал1тичний метод дослщження точности мехашч-но1 обробки.

Обгрунтовуються, також, мета 1 завдання роботи. Мета дисертацшно! роботи полягае у технолопчному за-безпеченш надшно! роботи шдшипнишв ковзання ком-пресора.

Наведена математична модель управлшня техноло-пчшстю та параметрами експлуатацп з'еднань з натягом. Основне завдання дослщження е необхщшсть виз-начити оптимальш геометричш розм1ри складаемих деталей маслонасосу та метод !х складання для забезпе-чення якост1 та надшносп роботи вузла маслонасосу. Необхщно дати теоритичне обгрунтування причин за-клинювання вузла шдшипника ковзання маслонасосу, при якому вщбуваеться зр1з валика 1 вихщ з1 строю всього компресора, та усунути це явище. Об'ектом дослщження в вузол маслонасосу компресора типу ПК. Вш забезпечуе подачу мастила до шийок коленвала, поршшв, цшпндр1в шд певним тиском. Вузол маслонасосу працюе в зош високих температур (близько 100°С) з1 змащуванням поверхш тертя компресорним мастилом К-19. Маслонасоси працюють з тиском 0,2-0,6 МПа. Ви-користовуючи методи математично! статистики, анал1зу-ючи випадков1 величини було встановлено, що дшсш розм1ри контролюемих партш основних деталей вузла масляного насосу тдлягають нормальному закону роз-подыу, 1 технолопчний процес сталий.

Внаслщок анал1зу точносп виготовлення дослщжу-ваних деталей вузла маслонасосу можна зробити таю висновки:

- розаяння погр1шносп контролюемих параметр1в за критер1ями зпдносп Р(Хк) 1 Р(%2) тдлягають нормальному закону розподыу;

- величини погршностей обробляемих деталей не

перевищують величин допусюв; - настройка верстат1в за техпроцесом забезпечуе ста-

лу роботу без браку. У таблиц! 1 представлен! основш точности! характеристики деталей вузла маслонасосу ! оцшка точност! ! сталосп технолог!чного процесу.

Таблиця 1

назва висно- закон

детал1 \ Р(х2) а А0 еф е доп К вок ста- розпо-

ЛОСТ1 т.п Д1ЛУ

валик 0.424 0.9874 0.0333 0.265 20.969 0.0248 0.434 0.566 н

2521-0.02 С о р

валик 19-0,016 -0,034 0.5657 0.9228 0.0833 0.277 11.975 0.0267 0.465 0.535 г А Л И м А

втулка 3210,02, 0.565 0.9228 0.1354 0.3002 21.01 0.471 0.314 0.566 Л ь

Й н и й

корпус 1 9+0,042 1 +0,028 0.707 0.7112 0.2 0.2895 12.037 0.014 0.41 0.587

Працездатшсть ! терм!н служби п!дшипника ковзан-ня залежить вщ багатьох фактор!в, самим визначним з яких е присутшсть оптимального зазору м1ж валиком ! втулкою при робот! вузла шдшипника ковзання. Експе-рементальш пошуки залежносп вщ робочо!" температури усадки внутр1шнього д!аметру втулки (021+0021), запре-совано! в корпус, приведен! в 4 глав! дисертацшно'1 робота показали, що при нагр!ванш до 100°С зм1на вну-тр!шнього д1аметру втулки знаходиться в д1апазон! 2-16 мкм для партп деталей !з 48 шт.

Методом математично! статистики можна проанал!-зувати, чи мае усадка випадковий характер ! як впливае натяг м1ж корпусом ! втулкою на усадку при термодп. В результат! анал1зу випадкових величин було встановле-

но, що при Х=9,817; 5=3,119 та %2-А,643 критерш Колмогорова Р(х2)-0,103>0,05, звщки виходить, що гшотеза нормальное^ розпод^лу е в1рною. Остаточно змша впутр1шнього д1аметру втулки пщшипника ковзан-ня буде знаходитись у межах

Х-38<Дс1<Х+35 (0,36<Ас1<19,075). Працездатшсть вузла пщшипника ковзання, як ми бачимо, зал ежить вщ оптимального зазору м1ж внутр1ш-шм д1аметром втулки 1 д1аметром цапфи при усталеному режим1 роботи машини. Тому точшсть розрахунку вну-тр1шнього д1аметру втулки пщшипника ковзання мае ве-лике значения. Втулка пщшипника ковзання, яка виго-товлена з бронзи, внаслщок запресовування в корпус, пщ д1ею температуря в процеа експлуатацп вузла може зазнавати пружно-пластично! 1 пластично!' деформацп. При цих видах деформацш внутршнш д1аметр втулки при експлуатацп буде р1зним. Визначемо його для цих вщцв деформацш.

Пружно-пластична деформашя

• о • гп2

И--—-1 * [1+а,(Те-Тс)]}

2Е, • г,2

Пластична деформашя

За чисто! пластично! деформацп втулки пщшипника ковзання при експлуатацп контактний тиск повинен бути бшыиим, шж при пружно пластичнш деформацп. Внутршшй д1аметр втулки визначим за формулою:

V3 • гк2 ап

^,{[1--- ■ —(р/р2),/т* ■ [1+а,(Те-Тс)]},

2Е, г,2

де гп,гк,г] - рад1уси пластичный, контактний, вну-тр1шнш втулки; р,р2 - тиск; с!1 - внутр1шшй початковий д1аметр втулки; ап - межа пластичност1 матер1алу втулки; Те,Тс - температури експлуатацп 1 середовища; ос, -коеф1щент лшшного розширення матер1алу втулки; Е, -модуль пружносп матер1алу втулки.

Для забезпечення довгов1чносп вироб1в, вцщов!-дальш з'еднання 1з зазорами повинш працювати в умо-вах, при яких зношення деталей буде мш1мальним. Це досягаеться при рщинному терт1, тод1, як масти л о пов-шстю вщокремлюе цапфу в1д вкладки чи втулки тд-шипника ковзання, 1 тертя м1ж металевими поверхнями замшюеться на внутр1шне тертя в мастши. Рщинне тертя створюеться при умовах, коли мастило захоплюеться цапфою в постшно звужуючийся (клиновий) зазор м1ж цапфою 1 вкладками шдшипника, 1 з'являеться гщроди-нам1чний тиск. Цей тиск вр1вноважуе зовшшне наванта-ження 1 прагне розклинити поверхш цапфи 1 вкладок, змютити цапфу у бьлын навантажену зону. Таке розкли-нювання може бути тыьки завдяки належносп певних зазор1в м1ж цапфою 1 вкладками. Цапфа змщуеться в напрямку обертання в навантажену зону, 1 д1аметраль-ний зазор по ос1 центр1в валу 1 отвору 5-с1 (з'являеться у сташ спокою) подшяеться на нер1вн1 частини: Ьт.п - зазор (товщина масляного шару мастила) у м1сщ найбшь-шого зближення поверхш цапфи 1 вкладок; Н=8-11 -зазор на д1аметрально протилежному бощ. При стал ому режим1 роботи, положения валу в1дносно центру отвору вкладок шдшипника, яке характеризуемся абсолютним ексцентриситетом е 1 вщносним ексцентриситетом Х=е/(5/2)

визначаеться величиною середнього питомого тиску.

Найменша товщина шару мастила: Ьт1в=8/2-е = 8/2.(1-х)

Мш1мально допустимый зазор у тдшипнику ковзан-ня, при якому забезпечуеться рщинне тертя, визначаеть-ся за формулою:

kjao)d2-V(k|j.®d2)2-16phKp-m-pcod2

Smin= -

4ph

г кр

Враховуючи пдродинам1чну Teopiio тертя мастила мппмально допустимий складалышй зазор у шдшипни-ку ковзання за умови пластпчноТ деформацп матер1алу втулки обумовлюеться формулою:

S„1In=A,mi„-ldl[l-4(P4/l/A)' '"]•[! +а,(Те-Тс))]--(d,-cS)-[ 1+а2(Те-Тс)]}

де A'min - мппмально допустимий зазор i3 рахунку Teopii гщродинам1чного тертя: Д' . =d -(d -eS)+S .

min 11 min

За умови пружно-пластнчноТ деформацп матер1алу втулки мш1мально допустимий складальний зазор буде обчислюватися за формулою:

л/3стпгп2

А . =Д' . -Ш1--—— ]-[l-a,(Te-Tc)-(d.-eS)x

nun min 1 1L JL 1 x 1 '

2Elr,2

x(l+a2(Te-Tc)]}

При робот1 масляного насосу валик, обертаючись у взаемодй' з коленвалом може вщхилятися в1д горизонтально!' oci на величину кута, який обумовлюеться зазором м1ж валиком i втулкою. При цьому 6оков1 noBepxni валика з лопастями можуть входити в контакт i3 криш-кою i фланцем, якщо висота корпуса не забезпечуе не-обхщного бокового зазору S & . Розраховуючи мате-матичну модель вузла масляного насосу, отримаемо формулу:

Smi,6o=2(D-d).Sin[arctg(Amax/2L)/2])

де L - довжина шдшипника; D - зовшшнш д1аметр

робочо! частини валика; с! - зовшшнш д1аметр валика 1 внутр1шшй д1аметр втулки.

Максимально допустимий зазор при заданому мпп-мальному боковому зазора

Б . ,

Таким чипом, завдяки одержаним у дисертацшшй робот1 формулам вираховуем, що в данному випадку, враховуючи пружно-иластичну деформацпо матер1алу втулки, мпимально допустимий складальний зазор у шдшипнику ковзапня вузла маслонасосу Д =0,03 мм. Мпимально допустимий боковпй зазор Б г =0,056 мм.

Наведений синтез метода складання з'еднань з га-раттйнпм натягом. Зроблений анал1з кнуючих метод ¡в складання. Розглянемо метод складання з нагр1вом корпусу. За формулою

Т =е~к/3-(Тв-Тс)+Тс,

и скл

де к=0,221 - експерементальний коефодент, отрима-емо температуру Т до якоТ нагр1ваеться втулка при складанш Т =285° С.

И скл

За аналопчними розрахунками наведеними у глав1 2 отримаемо, що за тако'1 температури втулка при охо-лодженш до температури навколишнього середовшда Тс=20°С буде випадати з корпуса, [ з'еднання не буде. Практично потрЮно отримати температуру складання Тск1=140°С. Внутр1шшй д1аметр втулки шдшипника ков-зання при складанш з нагр1вом за упруго-пластичноТ де-формащТ матер!алу втулки розраховуеться за отрима-ною формулою:

л/З-ст,-^2

Н=сЫ[1--]•[ 1+а,.(Т -Т )]•[ 1-а,2-(Т -Т )2]}

Ис I11- JL 1с с'1 2 пекл с "

2Егг.2

Мпимально допустимий складальний зазор отримаемо за формулою:

V3-CTn-rn2

Д . =Д' . -{d,-{[l--— ]-[1+а,(Т-Т )х

min min 1 1 lL J L lcc

2E -r 2

x[l-a22-(Tc^-Tc)2-(d1-eS)-(l+a2(Tc-Tc))]}

При T =140°C мш1мально допустимий зазор Д . =0,026 мГ

min '

Для забезпечення надшносп з'еднання корпуса та втулки автором були проведен! дослщження по визна-ченню зусилля пресування та випресування з'еднань пресованих та складених за допомогою теплового метода i зроблений висновок, що потр1бно використати прес для контролю з'еднань, Í3 розрахунковим зусиллям випресування для пресованих з'еднань тому, що м1шмаль-но допустимий натяг для пресованих з'еднань забезпе-чуе мщшсть з'еднання корпуса i втулки шдшипника ковзання.

Визначим зусилля зриву Рзр для з'еднання втулка-фланець при випресуванш за м1шмальним натягом: Р =f -Ttdlp ,

зр зр * '

де р - контактний тиск; f - коеф1ц1ент тертя спокою (визначений експерементально в глав1 4) Р =543,8 кГ=5438 Н.

зр

Для забезпечення оптимальних складальних зазор1в можна використати метод селективного складання. Вна-сл1док того, що пропонуемий допуск на зазор S=0,02mm, який забезпечуе нормальну роботу вузла не технолопч-ний у виконанш, то пропонуеться використати селектив-не складання, що дозволить зб1льшити допуск на зазор та при розпод1л1 на групи отримати в кожнш rpyni не-обхщний зазор при повнш взаемозам1н1 в кожн1й rpyni тому, що розс1яння po3MipiB валика та втулки шдкоря-еться нормальному закону розподшу, i тому остаткових деталей не буде.

Наведет експерементальт дослщження параметр1в з'еднань з гарантшним натягом. Розроблена методика визначення параметр1в робочо! рщипи у пщшипнику ковзання. Дослщжено змшу розм1р1в елемент1в пщшип-ника ковзання в процесп роботи. Проведен! дослщження напружено-деформованого стану матер1алу втулки пщ-шипника ковзання 13 бронзи Бр ОСЦ 5-5-5. Отримаш результати були оброблеш за допомогою метод1в мате-матично! статистики 1 результати подаш в глав1 2. Виз-начено, що матер!ал корпусу деформуеться пружно, а матер1ал втулки з бронзи деформуеться пластично. Були також проведет дослщження якосп шдшипниюв ковзання при р1зних методах складання 1 пщтверджеш висновки зроблеш в главах 2 та 3.

Ль». *

/6

о

Рис. 1

Графж залежносп зусилля випресуваиия Рвнп вщ натягу 8 для з'еднання 0 26 при Тсб=20°С.

Експерементально перев1рена мщшсть з'еднань з натягом для отримання можливосп подальших теори-тичних розрахунюв. Bei отримаш дат приведен! в таб-лицях дисертацшно!" роботи. Шдтверджено, що температура 140°С е найбыьш оптимальною для складання з на-rpiBOM вузл1в, де мае мюце пластична деформащя при робочш температур! i визначений час та розроблена технолопя складання, HarpiBy та охолодження при термосклад анн1. Построен! графши залежносп зусилля ви-пресування Рвш[ в1д натягу при температур! 20°С та 140°С та визначеш коеф!ц1енти тертя спокою f3 .

Ъып.

Рис. 2

Граф1к залежносп зусилля випресування Рвип вщ натягу 5 для з'еднання 0 26 при Тсб=140°С.

Приведена промислова реал1защя результатов дос-лщжень та економ1чна ефектившсть впровадження. Роз-роблена методика визначення зазор1в у пщшипнику ков-зання. Проведен! експерементальш дослщження на змо-дельованому вузлЬ аналопчному вузлу маслонасоса компресора, дали можливють отримати середнш коеф!-щент k=6,83-10"3 i формулу справедливу для малонаван-тажених пщшипниюв ковзання:

6,83-10 3-|j.cod2 S = - ,

max '

2ph

г кр

де Smax - максимально допустимий зазор у тдшипни-ку ковзання i3 рахунком теорп гщродинам1чного тертя. Визначений також коефвдент витрат мастила для пщ-шипнишв ковзання з питомим тиском р=2232-5208 н/м2.

Економ1чна ефектившсть за заводською co6iBapTic-тю становить 25 351 крб на piK по цшам 1989 року.

OCHOBHI висновки

1.Внаслщок теоритичних та експерементальних дос-лщжень забезпечена надшшсть роботи вузла пщшипни-KiB ковзання масляного насосу технолопчними методами. Розроблена математична модель визначення зазор1в у вузл1 маслонасосу та конструкцш аналопчних йому, де иитомий тиск валика на втулку становить 2252-5201 н/м2.

2,Отримаш форму ли, яю дозволяють визначити д1а-метр втулки шдшипника ковзання за температури екс-илуатацп, коли мае мюце пластична деформащя матер1-алу втулки. Виходячи з ще! формули, з рахунком Teopi'i пдродинам1чного тертя, отримаш формули, яю дозволяють одержати величину мш1мально допустимого зазору

з рахунком напружено-деформованого стану матер1алу втулки. Для надшно1 роботи вузла маслонасосу необхщ-но було перев1рити та скорегувати боков1 зазори , при умов1 змши д1аметральних зазор1в у шдшипнику ковзан-ня. Отримаш формули, яю дозволяють визначити взае-мозв'язок цих зазор1в. Експерементально отримана формула для визначення максимально допустимого зазору в шдшипнику ковзання при малих питомих навантажен-нях цапфи на втулку.

3.Шдтверджена присутшсть усадки бронзово!" втулки за температури близько!" 100°С. Методами математич-но1 статистики оброблеш ц1 даш 1 отримана величина змши внутршнього д1аметру втулки при температур! вщ 20 до 100°С. Експерементальн1 дослщження пщтвердили теоритичн1 висновки автор1в, як1 вказан1 в огляд1 роб1т про зниження мщносп з'еднань, де коефщ1ент л1н1йного розширення матер1алу втулки быыие н1ж коеф1ц1ент л1н1йного розширення матер1алу корпусу. Але отриман1 теоритичи1 та експерементальш дан1 дозволяють опро-тестувати висновок про неможлив1сть експлуатацИ цих з'еднань без допомоги шших кршлень. Але не буде зай-вим запропонувати використовувати прес для контролю мщносп цих з'еднань.

4.Для шдвищення мщносп з'еднань корпус-втулка була розроблена методика теплового складання цього вузла. Тому неохщно було визначити температуру нагр1-ву фланця та кришки в печ1, час переносу на позицда складання, температуру складання, час охолодження з'еднань у вод1 до температури 120-130°С, яка не набага-то вища за робочу температуру для того, щоб отримати б1льш мщне з'еднання.

5.Для надшно1 роботи шдшипника ковзання вузла маслонасосу необхщно, щоб забезпечувався складальний зазор 0,03-0,05 мм. Такий зазор не е технолопчним у виконанш, але його можна отримати за допомогою се-

лективного складання, що 1 було зроблено.

За результатами дослщжень, як1 проведет в дисер-тацшнш робсуп, завод-виконавець може отримати слщу-юч1 рекомендащ'!.

3 рахунком отриманих формул для визначення мЬ шмально допустимого зазору, забезпечити оптимальш зазори, використовуючи селективне складання.

Збшыиити мш1мально допустимый боковий зазор у вузл1 маслонасосу м1ж валиком та корпусом зпдно отриманих результат1в.

Для тдвищення мщносп з'еднань фланець-втулка використати тепловий метод складання, зпдно розроб-лено1 технологи. Використати метод контролю цих з'еднань за допомогою преса.

Для розрахунку аналопчних конструкцш, де засто-совуеться малонавантажений шдшипник ковзання використати одержан! формули.

Основний з>пст дисертаци викладений у наступних роботах:

1.Барский В.М., Малицкий И.Ф., Кравцов М.К.

К вопросу о работоспособности подшипника скольжения при условии термодействия. //Прогрессивные процессы в машиностроении и стимулирование их внедрения в производство. Тезисы докладов областной научно-практической конференции. 18 сентября 1990 г.Харьков: 1990.-С.3.

2.Малицкий И.Ф., Барский В.М. Работоспособность подшипника скольжения при малых удельных нагрузках и тепловых действиях. //Вестник машиностроения. М: -1991. -N6. - С. 2.

3.Малицкий И.Ф., Барский В.М. ,Смирнов И.П. Расчет допустимых зазоров в подшипнике скольжения при малых удельных давлениях.//Харьков, -инж.пед.

ин-т. -Харьков 1993.-С.4. Депонировано в ГНТБ Украины 13.07.93 г. Ш483-УК93.

4.Барский В.М., Малицкий И.Ф. Особенности сборки с термовоздействием деталей с различными коэффициентами линейного расширения. //Информатизация и новые технологии.Киев:-1996.-N4.-C.4-

5.Барский В.М.

Влияние удельного давления цапфы на втулку подшипника скольжения на величину зазора.//Автоматизация подготовки и производства изделий. Прогрессивные методики преподавания в ВУЗе.:Тематический сборник научных статей /отв.ред. Н.В.Захаров.-Киев-:инс.ИСМО, Сумы,СумГУ,1997.-вып. 1-С.5.

ОСОБИСТИЙ ВНЕСОК

Основш результата дисертаци були одержан! осо-бисто автором. В робой /1/ автором запропонована математична модель розрахунку бокових зазор1в масляного насосу компресора 1 зроблений розрахунок цих зазор1в для компресора типу ПК. В роботах /2,3,4/ автор брав участь у розробщ методики визначення допус-тимих д1аметральних зазор1в м1ж валиком 1 втулкою в шдшипнику ковзання при малих питомих навантажен-нях на тдшипник ковзання 1 отримав розрахунков! форму ли для визначення внутр1шнього д1аметру втулки при термодП в процеа експлуатаци. В робот1 /4/ автор розглядае питания складання втулки шдшипника ковзання з фланцем маслонасосу компресора методом тер-модп. Наведено приклад розрахунку. В робот1 /5/ автор отримав емшричну формулу для визначення максимально допустимого зазору для малонавантажених шд-шипншав ковзання.

АННОТАЦИЯ

Barsky V.M. Provision of workbility and parameters of operation of joints with tension. Thesis on academic degree Bachelor of technical science on speciality 05.02.08 - manufacturing engineering. Kharkov State Polytechnical University. Kharkov. 1997.

The defendet manuscript contains theoretical and experimental researches which show the allocation metodolo-gy of determination of optimal diametral dearange between roller ang bushing of olain bearing under assemblage.

Worked out mathematical model analysis of lateral clearange of compressors' oil pump. Provided serviceability and reliability of plain bearing's unit of oil pumps of compressors PIC type on operation of oil pump in different temperature modes.

Барский B.M. Обеспечение технологичности и параметров эксплуатации соединений с натягом. Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук по специальности 05.02.08 - технология машиностроения. Харьковский государственный политехнический университет. Харьков. 1997.

Защищается рукопись, содержащая теоритиче.ские и эксперементальные исследования, представляющие собой методологию определения оптимальных диаметральных зазоров между валиком и втулкой подшипника скольжения при сборке. Разработана математическая мо-ель расчета боковых зазоров маслонасоса компрессора. Обеспечена работоспособность и надежность узла подшипника скольжения маслонасоса типа ПК при работе маслонасоса в разных температурных режимах.

Ключов1 слова: шдшипник ковзання, пластична деформация, пружно-пластична деформащя, д1аметраль-ний зазор, боковий зазор, гщродинам1чна теор1я тертя