3.7.2. Компенсирующие муфты

Вследствие погрешностей изготовления и монтажа и упругих деформаций, возникающих при работе, всегда имеется некоторая неточность взаимного расположения геометрических осей соединяемых валов от номинального (рис. 3.55): продольного, радиального и углового смещений. На практике чаще всего встречается комбинация этих отклонений, называемая общим термином «несоосность валов».

   Соединение несоосных валов глухими муфтами приводит к деформированию валов и опор, которые дополнительно нагружаются. В этом случае требуется высокая точность расположения валов. В целях понижения этих требований и уменьшения вредных нагрузок применяюткомпенсирующие муфты. Компенсация вредного влияния несоосности достигается за счет подвижности жестких деталей или за счет деформации упругих деталей.

42,43,44) Зубчатые колеса, шкивы, звездочки и другие вращающиеся детали машин устанавливают на валах или осях. Вал – деталь машин, предназначенная для поддержания сидящих на нем деталей и передачи крутящего момента. При работе вал испытывает деформации кручения и изгиба, иногда – растяжения-сжатия. Ось – деталь машин и механизмов, служащая для поддержания вращающихся частей, но не передающая полезный крутящий момент, а, следовательно, не испытывает кручения.

Классификация валов и осей Виды валов:  1) коренные,  2) шпиндели,  3)трансмиссионные. По форме геометрической оси валы бывают: 1) прямые, 2) коленчатые; 3)гибкие. По типу сечения валы бывают: 1) сплошные; 2) полые. Оси бывают вращающиеся и неподвижные. Прямые валы и оси изготавливают гладкими или ступенчатыми. Образование ступеней связано с различной напряженностью отдельных сечений, а также с условиями изготовления и сборки. Материалы валов и осей должны быть прочными, хорошо обрабатываться и иметь высокий модуль упругости. Основными материалами для валов служат углеродистые и легированные стали. Для большинства валов применяют термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х. Для высоконапряжённых валов ответственных машин применяют легированные стали 40ХН, 20Х, 12ХНЗА. Для осей обычно применяют сталь углеродистую обыкновенного качества. Заготовки валов и осей – это круглый прокат или специальные поковки. Опорная часть вала или оси называется цапфой (рис.3.1.1).  Шипом 1 называется цапфа, расположенная на конце вала и передающая преимущественно радиальную нагрузку.  Шейкой 2 называется цапфа, расположенная в средней части вала или оси. Шипы и шейки по форме могут быть цилиндрическими, коническими, сферическими.

Рисунок 3.1.1 Конструктивные элементы вала

Опорами для шипов и шеек служат подшипники.

Кольцевое утолщения вала, составляющее с ним одно целое, называется буртиком (рис.3.1.3). 

Рисунок 3.1.3

Переходная поверхность от одного сечения к другому, служащая для упора насаживаемых на вал деталей, называется заплечником (рис. 3.1.4). 

Рисунок 3.1.4

Переходные участки между двумя ступенями валов выполняют канавкой (поднутрением) или галтелью (рис. 3.1.5). Криволинейную поверхность плавного перехода от меньшего сечения к большему называют галтелью рис. 3.1.5.б. Галтель вала, углубленную за плоскую часть заплечника, называют поднутрением рис. 3.15.а. Галтели способствуют снижению концентрации напряжений.

Рисунок 3.1.5 переходные участки вала

Рекомендации по конструированию валов и осей

Валы и оси следует конструировать по возможности гладкими с минимальным числом уступов. Каждая насаживаемая на вал или ось деталь должна свободно проходить до своей посадочной поверхности. Торцы валов и осей и их уступы выполняют с фасками (рис.3.1.2, 3.1.4) для удобства насадки деталей. Для увеличения изгибной жесткости валов и осей насаживаемые детали располагают ближе к опорам. Для повышения несущей способности валов и осей их поверхность подвергают упрочнению.

Критерии работоспособности валов и осей Валы и вращающиеся оси при работе испытывают циклически изменяющиеся напряжения. Основным критерием их работоспособности являются сопротивление усталости и жесткость. Сопротивление усталости оценивается коэффициентом запаса прочности, а жесткость – прогибом в местах посадки деталей и углами закручивания сечений. Практикой установлено, что основной вид разрушения валов и осей быстроходных машин носит усталостный характер. Расчетными силовыми факторами являются крутящие и изгибающие моменты.

Проектировочный расчёт вала выполняют как условный расчёт только на кручение для ориентировочного определения посадочных диаметров. Исходя из условия прочности на кручение 

получим формулу проектировочного расчёта

где Мk – крутящий момент в расчётном сечении, Н*м;  Н/мм2 – допускаемое напряжение при кручении Проверочный расчет для валов - расчёт на сопротивление усталости - является основным расчётом на прочность. Основными нагрузками на валы являются силы от передач через насаженные на них детали: зубчатые или червячные колёса, звёздочки, шкивы. Проверочный расчет вала производится с применением гипотез прочности.Условие прочности в этом случае имеет вид:

где Мэкв — так называемый эквивалентный момент. При гипотезе наибольших касательных напряжений (иначе — тре¬тья гипотеза)

При гипотезе потенциальной энергии формоизменения (иначе — пятая гипотеза)

где в обеих формулах Мк и М„ — соответственно крутящий и суммарный изгибающий моменты в рассматриваемом сечении вала. Числовое зна¬чение суммарного изгибающего момента равно геометрической сумме изгибающих моментов, возникающих в данном сечении от вертикально и горизонтально действующих внешних сил, т. е.

При проектировочном расчёте оси ее рассматривают как балку, свободно лежащую на опорах и нагруженную сосредоточенными словами, вызывающими изгиб. Устанавливают опасное сечение, для которого требуемый диаметр оси определяют из условия прочности на изгиб 

откуда  где Ми – максимальный изгибающий момент, Н*м;  - допускаемое напряжение изгиба, Н/мм2. Выбор допускаемых напряжений  . Оси изготовляемые из среднеуглеродистых сталей Во вращающихся осях Проверочный расчёт осей - частный случай расчёта валов при крутящем моменте Мк = 0. 

Алгоритм проверочного расчета вала

1. Привести действующие на вал нагрузки к его оси, освободить вал от опор, заменив их действие реакциями в вертикальной и горизонтальной плоскостях. 2. По заданной мощности Р и угловой скорости ? определить вращающие моменты, действующие на вал. 3. Вычислить нагрузки F1, Fr1, F2, Fr2, приложенные к валу. 4. Составить уравнения равновесия всех сил, действующих на вал, отдельно в вертикальной плоскости и отдельно в горизонтальной плос¬кости и определить реакции опор в обеих плоскостях 5. Построить эпюру крутящих моментов. 6. Построить эпюры изгибающих моментов в вертикальной и гори¬зонтальной плоскостях (эпюры Mx и Мy). 7. Определить наибольшее значение эквивалентного момента (3.1.4), (3.1.5),:

8. Положив  экв = [ ], определить требуемый осевой момент сопро¬тивления: Wx = Мэкв/[ ] Учитывая, что для сплошного круглого сечения

определяем d по следующей формуле: 

45,46,47) Подшипники качения делятся:

по форме тел качения: - на шариковые и роликовые с цилиндрическими (короткими и длинными), витыми, игольчатыми, бочкообразными и коническими роликами;

по числу рядов тел качения - на одно-, двух- и четырехрядные;

по способу компенсации перекосов вала - на несамоустанавливающиеся и самоустанавливающиеся;

по способности воспринимать нагрузку преимущественно того или иного направления - на радиальные, радиально-упорные и упорные;

по габаритам при одинаковом внутреннем диаметре - на серии: сверхлегкую, особолегкую, легкую, среднюю и тяжелую;

по ширине подшипника - на узкие, нормальные, широкие и особоширокие.

Шариковые радиальные
однорядный подшипник	однорядный с защитными шайбами	однорядный с уплотнением	сферический двухрядный
Роликовые радиальные
однорядные подшипники с короткими цилиндрическими роликами			сферический двухрядный

Радиально-упорные
шариковый однорядный	шариковый сдвоенный	роликовый конический
Упорные
упорный одинарный	шариковый двойной	с коническими роликами

Установлено пять классов точности подшипников (в порядке повышения точности): 0, 6, 5, 4 и 2. Кольца и шарики подшипников изготовляют из сталей ШХ15, ШХ15СГ, ШХ20СГ, 18ХГТ, 20Х2Н4А. Основные типы подшипников качения приведены в таблице ниже. Обозначение подшипника наносится на кольцо и отражает его Основные параметры и конструктивные особенности. Первые две цифры (справа налево) обозначают внутренний диаметр подшипника. Для подшипников с внутренним диаметром от 20 до 495 мм он получается умножением числа из этих двух цифр на 5. Для подшипников диаметром от 10 до 20 мм приняты следующие обозначения:

Маркировка	00	01	02	03
Внутренний диаметр, мм	10	12	15	17

Третья цифра справа обозначает серию подшипника: 8 и 9 - сверхлегкая; 1 и 7 - особолегкая; 2 - легкая; 3 -средняя; 4- тяжелая; 5 - легкая широкая; 6 - средняя широкая. Четвертая цифра справа обозначает тип подшипника: 0 - радиальный шариковый однорядный; 1 - радиальный шариковый двухрядный сферический; 2 - радиальный с короткими цилиндрическими роликами; 3 - радиальный двухрядный сферический с бочкообразными роликами; 4 - радиальный роликовый с длинными цилиндрическими роликами и игольчатый; 5 - радиальный с витыми роликами; 6 - радиально-упорный шариковый; 7 - роликовый конический радиально-упорный; 8 - упорный шариковый; 9 - упорный роликовый. Пятая и шестая цифры справа обозначают конструктивные особенности подшипника, седьмая цифра - серию подшипника по ширине: 1-нормальная; 2 - широкая; 3, 4, 5 и 6 - особо широкая; 7 - узкая. Цифра впереди перед тире обозначает класс точности подшипника (класс точности 0 не маркируется). 

Причина	Эффект	№рис.
Чрезмерная нагрузка	Поверхностное растрескивание  ПерегревТекучесть металла	16 17
Нагрузка от дисбаланса	Повреждение дорожек качения
Расцентровка	Натиры дорожек качения Поверхностное растрескивание Повреждение сепаратора	16 17
Дефекты насадки подшипника на вал	Растрескивание и выкрашивание материала подшипника	2
Неправильная установка	Растрескивание и выкрашивание  Повреждение при сборке	2 12
Неправильный зазор в подшипнике	Растрескивание и выкрашивание  Абразивный износ  Фреттинг-короззия Повреждение при сборке Несоосность колец	2 3 5 12 14
Неподходящая или неправильная смазка	Усталостное выкрашивание Заклинивание Задиры поверхности дорожек качения Борозды на поверхности дорожек Перегрев	1 9 10 11 13
Плохое уплотнение (герметизация)	Абразивный износ Воздушная коррозия Задиры  Борозды на поверхности дорожек	3 4 10 11
Высокая вибрация конструкции, ударные нагрузки, неправильная установка и транспортирование	Бриннелирование дорожек качения Псевдобриннелирование	6 7
Электрический ток	Электроповреждения	8

Усталостные разрушения поверхности связаны с проблемами смазки, такими как неподходящая смазка, низкая ее вязкость и разрывы смазочной пленки. В начальной стадии развития дефекта поверхность выглядит как бы заиндевелой в некоторых местах, как показано на рис.1. При дальнейшем развитии дефекта поверхность дорожки начинает отслаиваться и растрескиваться (следует отметить, что это отслаивание не столь серьезно как сколы на дорожке). При накоплении усталости в материале дорожки ее поверхность становится шероховатой, подшипник начинает шуметь и излишне нагреваться. Постоянная перегрузка, плохо обработанные и загрязненные поверхности неизбежно ведут к усталостным явлениям. Этого можно избежать или существенно замедлить, если подшипник будет чистым и хорошо смазанным.	Рис. 1. Усталость дорожки качения. Поверхность растрескивается и отслаивается.
Выкрашивание поверхности схоже с усталостью поверхности, но отличается от него более сильной степенью повреждения подшипника и может указывать на то, что подшипник исчерпал ресурс усталости. Рисунок 2 показывает, что растресквание и сколы поверхностей характеризуются глубокими трещинами и расслаиванием. Это происходит, когда под поверхностные трещины, возникающие в местах дислокации неметаллических включений в стали подшипника, доходят до поверхности. Преждевременное растрескивание часто вызывается плохой посадкой вала, искривлениями корпуса и неправильной установкой, т.е. условиями, вызывающими слишком высокие циклические напряжения.	Рис.2. Выкрашивание поверхности. Глубокие трещины и расслаивание.
Абразивный износ: Абразивное истирание металла, показанное на рис.3, разрушает поверхности элементов подшипника. В зависимости от типа абразивного износа, поверхность приобретает или тусклый серый металлический цвет или же зеркально полируется. Иногда подшипник вследствие изменения его геометрии из-за износа резко выходит из строя.Мелкая абразивная пыль является обычной причиной такого отказа; эта пыль может попасть в подшипник при установке, через плохие уплотнения или с грязной смазкой. Поэтому при монтаже подшипника рекомендуется протирать каждый элемент чистой тканью перед смазкой и содержать в чистоте рабочие поверхности. Хорошие уплотнения, промываемые уплотнения и чистые смазочные материалы помогут предотвратить загрязнение после установки подшипника	Рис.3. Абразивный износ. Повреждение поверхности элементов качения
Атмосферная коррозия: Коррозия вызывается влагой, которая попадает в подшипник из атмосферы. Влажный воздух, попадая во внутрь подшипника, при охлаждении окружающей среды конденсируется., разрывая смазочную пленку в местах контакта тел и дорожек качения. Атмосферную коррозию, показанную на рис.4, можно предотвратить, используя хороший сальник, консистентную смазку и хорошо смазывая подшипник. В некоторых случаях могут оказаться необходимыми специальные уплотнения, чтобы исключить разбрызгивание смазки. Подшипник необходимо заполнять смазкой при каждой более менее продолжительной остановке машины.	Рис.4. Атмосферная коррозия. Внешний вид коррозии
Фреттинг-коррозия: Как показано на рис.5, фреттинг-коррозия очень похожа на обычную коррозию. Она возникает на посадочных поверхностях подшипника на вал, а также и на других сопрягаемых поверхностях. Она вызывается незначительными (микроскопическими) нагрузками. Частицы, образующиеся в результате износа имеют черный цвет при отсутствии воздуха и красные- в его отсутствие. Фреттинг-коррозия может вызвать как ослабление посадки внутреннего кольца на валу; так и его заклинивание, при котором его невозможно будет снять. Фреттинг-коррозия также привести к разламыванию кольца.Предотвратить можно следуя рекомендациям производителя относительно допусков и убедившись, что элементы подогнаны наилучшим образом.	Рис.5. Фреттинг-коррозия на наружной стороне внешнего кольца
Натиры: натиры возникают в результате перемещения металла с одной поверхности на другую. Натиры в том виде, как они показаны на рис.9, вызваны проскальзыванием из-за перегрузки подшипника и недостаточной смазки. Натиры на торцах цилиндрических роликов могут возникать из-за нерасчетной осевой нагрузки на подшипник. Также это может быть следствием неправильной сборки подшипника или недостаточной смазки	Рис.9. Натиры на телах и дорожках качения из-за недостаточной смазки
Задиры на поверхности: являются следствием абразивного износа и проявляются в виде глубоких царапин на дорожках и телах качения. Общий вид сильного изодранной поверхности показан на рис.10. Отдельные задиры поверхности создают точки концентрации напряжения, в которых возможно проявление усталостных явлений.Задиры поверхности вызываются относительно большими частицами материала, которые попадают в подшипник и двигаются по дорожкам при движении тел качения. Как и другие проблемы, связанные с загрязнением, задиры поверхности можно предотвратить, используя хорошие уплотнения и чистую смазку подшипника.	Рис.10. Задиры поверхности дорожек и тел качения в виде глубоких царапин
Повреждения при сборке: На рис.12 показан один из видов подобных повреждений. В этом примере внешнее кольцо было неправильно установлено; и когда подшипник был собран, ролики оставили вмятины на дорожках качения.	Рис.12. Повреждение подшипника при сборке из-за недостаточного опыта сборки.
Перегрев: На рис.13 представлен пример повреждения подшипника (изменение его геометрии) в результате перегрева и нагрузки. Обычно такие повреждения связаны с полным отказом подшипника. Перегрев часто обусловлен недостаточной смазкой, трением наружного кольца о вращающийся вал, излишним обжимом наружного кольца при установки в корпус машины или нерасчетной (высокой) частотой вращения вала. В отдельных случаях перегрев подшипника может быть обусловлен внешним источником, таким как термическая печь.	Рис.13. Обесцвечивание и повреждение металла, вызванное плохой смазкой и перегревом.
Несоосность колец: Основной причиной повреждения подшипника, показанного на рис.14 является несоосность колец, которая привела к фреттинг-коррозии и выкрашиванию. Несоосность ведет к высоким осевым нагрузкам, вызывающим усталостное разрушение и сильные сколы поверхности.	Рис.14. Повреждения подшипника из-за несоосности колец: a) несоосность внешнего кольца относительно вала; б) несоосность вала относительно корпуса подшипника.
Раскалывание, раздробление деталей: Причиной является большая перегрузка подшипника. На рис.16 показан типичный пример такого раскалывания. Как видно из рассмотрения рисунка, область усталостного выкрашивания на внутреннем кольце охватывает всю ширину кольца, а сепаратор разбит на кусочки из-за поперечных трещин в каждом гнезде шарика	Рис.16. Раскалывание.
Повреждение сепаратора: Повреждения сепаратора, подобные показанному на рис.17, проявляются в образовании в нем трещин и его разрушении. Это в свою очередь ведет к быстрому выходу из строя подшипника в целом при этом затушевывается тот факт, что первопричиной этого был сепаратор. Чаще всего причиной выхода из строя сепаратора является его изгиб, возникающий при движении шариков по взаимно пересекающимся путям из-за несоосности. Также повреждение сепаратора может быть вызвано неправильной сборкой, загрязнением или редким смазыванием подшипника.	Рис.17. Повреждение сепаратора

Подбор подшипников по динамической грузоподъемности С (по заданному ресурсу или долговечности)

Этот подбор выполняют при частоте вращения n≥ 10 мин-1. При n от 1 до 10 мин-1 в расчет принимают n = 10 мин-1. Условие подбора:

С (потребная) ≤ С (паспортная). (14.1)

Паспортная динамическая грузоподъемность С – это такая постоянная нагрузка, которую может выдержать подшипник в течение 1 млн оборотов без появления признаков усталостного повреждения не менее чем у 90% из числа подшипников, подвергающихся испытаниям. Значения С приведены в каталогах для подшипников качения. При этом под нагрузкой понимают радиальную для радиальных и радиально-упорных подшипников (с невращающимся наружным кольцом), осевую для упорных и упорно-радиальных (при вращении одного из колец).

Динамическая грузоподъемность и ресурс связаны эмпирической зависимостью

 или   (14.2)

где L – ресурс, млн. оборотов; Р – эквивалентная динамическая нагрузка (см. ниже); р = 3 – для шариковых и р =   ≈3,33 –для роликовых подшипников; a1 – коэффициент надежности. В каталогах указаны значения С (паспортная) с коэффициентом надежности S = 0,9. В тех случаях, когда необходимо увеличить надежность, значения al принимают:

а2 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации. При обычных условиях применения: для шарикоподшипников (кроме сферических) а2 = 0,7...0,8; для роликоподшипников конических а2 = 0,6...0,7.

Формула (14.2) получена в результате испытаний на усталость подшипников качения. На основании испытаний строят кривую усталости с заданной вероятностью неразрушения. Эта кривая подобна кривой на рис. 11.17, но отличается тем, что практически не имеет горизонтального участка, а за координаты приняты: по оси абсцисс – L (млн. оборотов) вместо числа циклов NH; по оси ординат – нагрузка Р вместо напряжений  . Кривая аппроксимируется зависимостью PPL = const. Константу определяют, приняв L = 1, и обозначают Сp. Тогда РРL = Сp и далее записывают в виде формулы (14.2). Значение С зависит не только от прочности материала, но также от конструктивных и технологических характеристик подшипника.

Если частота вращения п постоянна, номинальную долговечность (ресурс) удобнее определять в часах:

. (14.3)

Для редукторов общего назначения Lh ≥ 10000 ч.

Посадки подшипников качения на вал и в корпус

Основные размеры подшипников качения - по ГОСТ 3478-2012. Допуски и предельные отклонения размеров подшипников качения по ГОСТ 25256-82. ГОСТ 520-2002 устанавливает для разных типов подшипников качения классы точности: 8; 7; нормальный; 0; 6Х; 6; 5; 4; Т; 2. Классы указаны в порядке повышения точности. Поля допусков и технические требования к посадочным поверхностям валов и корпусов устанавливает ГОСТ 3325-85.

Класс точности указывается перед условным обозначением подшипника через разделительную черту, например, 6-308, 5-36210, в случае отсутствия дополнительных требований, класс точности 0 не указывается, например 7306.

Посадки подшипников качения осуществляют: в корпус – в системе вала, на вал – в системе отверстия. Это означает, что предельные отклонения присоединительных размеров D и d не зависят от посадок. Поле допуска размера D наружного кольца является основным валом и обозначается буквой l (эль) с указанием класса точности подшипника, например:l0, l6, l5, предельные отклонения D зависят от типа и класса точности подшипника (табл.13). Поле допуска размера d внутреннего кольца является основным отверстием и обозначается прописной буквой L и классом точности, например L0, L6, L5, L4. В отличие от основного отверстия H по ГОСТ 25346-82, поля допусков внутренних колец подшипников расположены в «тело», т.е. в минус, ES=0. Допуски размеров колец не совпадают с допусками IT и приведены в табл.13 в соответствии ГОСТ 520-2002. Посадки образуются применением полей допусков (ГОСТ 25346-82) для корпуса и вала и полей допусков наружного и внутреннего колец подшипника (ГОСТ 520-2002) и показаны на рис. 1.

Рис. 1

К посадочным поверхностям под подшипники качения предъявляют повышенные требования к точности формы и качеству поверхности. Отклонения формы поверхностей корпусов и валов не должны превышать для подшипников 0 и 6 классов значений, равных IT/4, а для подшипников 5 и 4 классов – IT/8. Наиболее значительное отрицательное влияние на работоспособность подшипников качения оказывают конусообразность и овальность посадочных поверхностей, поэтому для этих поверхностей указывают допуск круглости и допуск профиля продольного сечения. Шероховатость поверхностей устанавливается в зависимости от класса точности подшипника и диаметра (табл. 12).

Выбор посадок подшипников качения

Посадки подшипников качения на вал и в корпус зависят от вида нагружения, величины и характера нагрузок, размера и конструкции подшипника, класса точности подшипника. Различают три вида нагружения подшипников (ГОСТ 3325-85): местное, циркуляционное и колебательное. При местном нагружении нагрузка воспринимается ограниченым участком дорожки кольца. При циркуляционном нагружении радиальная сила воспринимается последовательно всеми элементами дорожки качения. Колебательное нагружение – комбинированный вид нагружения.

В случае местного нагружения основное отклонение принимается по табл.7 в зависимости от размера, конструкции корпуса (разъемный, неразъемный), уровня перегрузок.

При циркуляционном нагружении посадка выбирается на основе расчета совместных деформаций колец, возникающих вследствие натяга при посадке вращающегося кольца на вал или корпус, с учётом условия обеспечения оптимального радиального зазора в зоне сопряжения тел качения с поверхностью дорожки качения. В упрощенном виде этот расчет сводится к вычислению интенсивности нагружения PR

где: Fr- расчетная радиальная сила, действующая на опору; b - посадочная ширина подшипника, мм; k1 - коэффициент, учитывающий динамические перегрузки; k2 - коэффициент, учитывающий ослабление посадки при полом вале или тонкостенном корпусе; k3 - коэффициент, учитывающий влияние осевых сил на перераспределение радиальных сил по рядам тел качения, в случае применения двухрядных конических роликовых подшипников или сдвоенных шарикоподшипников.

Значения k3 зависят от величины

где Fa – осевая сила;   - угол контакта, град. Значения коэффициентов k1, k2, k3 находят из табл. 9, 10 и 11.

В случае циркуляционного нагружения основное отклонение, сопряженной с подшипником детали, принимают по табл.8, исходя из рассчитанного PR, с учетом диаметра и класса точности подшипника.

Допуски корпусов или валов при местном нагружении кольца подшипника принимают по 7-му квалитету точности (IT7), если подшипник 0-го или 6-го класса и по IT6, если 5-го или 4-го класса.

Допуски корпусов или валов при циркуляционном нагружении кольца принимают по 6-му квалитету (IT6)при классе точности подшипника 0 или 6 и по IT5 для 5-го или 4-го класса.

48,49,50) Резьбовое соединение — разъёмное соединение деталей машин при помощи винтовой или спиральной поверхности (резьбы). Это соединение наиболее распространено из-за его многочисленных достоинств. В простейшем случае для соединения необходимо закрутить две детали, имеющие резьбы с подходящими друг к другу параметрами. Для рассоединения (разьёма) необходимо произвести действия в обратном порядке.

В резьбовых соединениях используется метрическая и дюймовая резьба различных профилей в зависимости от технологических задач соединения.

Достоинства:

технологичность;

взаимозаменяемость;

универсальность;

надёжность;

массовость.

Недостатки:

раскручивание (самоотвинчивание) при переменных нагрузках и без применения специальных устройств (средств).

отверстия под крепёжные детали, как резьбовые, так и гладкие, вызывают концентрацию напряжений.

для уплотнения (герметизации) соединения необходимо использовать дополнительные технические решения.

резьбовое соединение при непосредственном скручивании соединяемых деталей (резьба имеется на этих деталях);

резьбовое соединение при помощи дополнительных соединительных деталей, например, болтов, шпилек, винтов, гаек и т.д;

болтовое соединение;

винтовое соединение;

шпилечное соединение.

Болтовое соединение

Винтовое соединение

Шпилечное соединение

1. Расчёт незатянутого болта при действии осевой силы. Стержень болта работает только на растяжение (рис. 4.3.21).

Рисунок 4.3.21 К расчету болта

Проектировочный расчёт выполняют по формуле 

где dp – минимальный расчётный диаметр болта, F0 – внешняя осевая сила. Диаметр резьбы определяется по формуле: d=dp+0,94p где р – шаг резьбы,  d – наружный диаметр резьбы.

5. Расчёт болта под действием поперечной силы, болт установлен без зазора. Болт установлен в отверстие из-под развёртки, работает на срез и смятие. Условие прочности на срез:  Проверочный расчёт на смятие: 

51)

Шпоночные соединения

Шпоночными соединениями называют разъёмные соединения составных частей изделий с применением шпонок. Шпоночные соединения состоят из вала, шпонки и ступицы колеса. Шпонка представляет собой стальной брус, который вставляется в пазы вала и ступицы. Она служит для передачи вращающего момента между валом и ступицей колеса, шкива, звездочки. Шпоночные соединения широко применяются во всех отраслях машиностроения при малых нагрузках и необходимости легкой сборки, разборки. По мере роста нагрузок применение шпоночных соединений сокращается.

Достоинства шпоночных соединений

1) простота конструкции; 2) легкость сборки и разборки соединения.

Недостатки шпоночных соединений

1) шпоночные пазы ослабляют вал и ступицу насаживаемой детали (уменьшается сечение детали); 2) шпоночное соединение трудоемко в изготовлении. 

Типы шпонок

1) Призматические шпонки (рис.4.3.22): - со скругленными торцами; - с плоскими торцами; - с одним плоским, а другим скругленным торцом 2) Сегментные шпонки (рис.4.3.23). 3) Клиновые шпонки (рис.4.3.24). 4) Тангенциальные шпонки (рис.4.3.25). Шпоночные соединения подразделяют на напряжённые и ненапряжённые. Ненапряженные соединения получают с помощью призматических и сегментных шпонок. Напряженные соединения получают с помощью применения клиновых и тангенциальных шпонок.

Рисунок 4.3.22

Призматические шпонки Призматические шпонки не удерживают насаженные детали от осевого смещения. Чтобы застопорить деталь, применяют распорные втулки1 (рис.4.3.22) или установочные винты 1 (рис.4.3.23).

Рисунок 4.3.23 Сегментные шпонки

Сегментные шпонки применяют в соединениях, передающих небольшие вращающие моменты. Они просты в изготовлении и при монтаже. Клиновые шпонки (рис.4.3.24) имеют форму односкосных клиньев с уклоном. Такой же уклон имеют пазы в ступицах деталей. Клиновые шпонки забивают в пазы. Поэтому создается напряженное соединение. Эти шпонки передают не только вращающий момент, но и удерживают деталь от осевого смещения. Соединения клиновыми шпонками применяют в тихоходных передачах.

Рисунок 4.3.24 Клиновые шпонки

Тангенциальные шпонки состоят из двух односкосных клиньев. Они вводятся в пазы ударом. Применяют для валов с диаметром более 60 мм при передаче больших вращающих моментов.

Рисунок 4.3.25 Тангенциальные шпонки

Критерии работоспособности шпоночных соединений

Основным критериями работоспособности ненапряжённых шпоночных соединений являются прочность шпонки на срез и прочность шпонки на смятие. Под действием вращающего момента в шпонке возникают нормальные напряжения смятия  и касательные напряжения среза   (рис.4.3.26). Расчётная формула на срез шпонки имеет вид

где Т – вращающий момент,  d –диаметр вала,  Аср – площадь среза шпонки.

Рисунок 4.3.26 Распределение напряжений в шпоночном соединении

Расчётная формула шпоночного соединения на смятие имеет вид:

где ACM =(h-t1)lp - площадь смятия,  (h-t1) - высота площадки смятия, lp- расчётная длина шпонки. Размеры шпонок стандартизованы.

52) Заклепочное соединение относят к неразъемным. Детали крепятся посредством заклепки – стержня круглого поперечного сечения с головками на концах. Этот стержень устанавливается  в совмещенные отверстия соединяемых деталей и осаживается с одной стороны. Одна из головок, называемаязакладной, выполняется на заготовке заранее (на рисунке 1 она снизу), а другая, называемаязамыкающей, образуется в процессе клепки (на рисунке 1 – сверху).

Заклепка

Обычно заклепками соединяют листовые конструкции. Заклепки изготавливают на высадочных автоматах. Клепку могут выполнять холодным (для стальных заклепок диаметром до 10 мм и заклепок из латуни, меди и легких сплавов) или горячим способом. Клепку можно производить вручную или с помощью пневматических молотков, прессов. Отверстия в деталях под заклепку получают сверлением или продавливанием.

Заклепочное соединение

Заклепки позволяют создать прочное компактное соединение двух и более деталей, выполненных из любых материалов. К недостаткам заклепочного соединения можно отнести большой расход металла на заклепки, высокую стоимость, высокую трудоемкость сборки: все отверстия в соединяемых деталях должны выполняться в сборе, необходимо клепальное оборудование. Большое число отверстий под заклепки ослабляет конструкцию и создает значительную концентрацию напряжений.

Заклепочные соединения в последнее время в значительной степени вытеснены сварными. Применяются они в особо ответственных конструкциях, воспринимающих большие вибрационные и повторные нагрузки, и в некоторых специальных случаях: 1) соединения, в которых нагрев при сварке недопустим из-за опасности коробления деталей или отпускатермообработанных деталей  2) соединения несвариваемых материалов 3) соединения в самолетах 4) соединения в автомобилестроении для рам грузовых машин

Виды заклепок

Различают следующие виды заклепок: заклепки со сплошным стержнем,  заклепки полупустотелые, заклепки пустотелые. Наибольшее распространение получили сплошные стержневые заклепки. Диаметр отверстия под заклепки устанавливают на 0,1 мм больше стержня заклепки, который при клепке осаживается и заполняет отверстие. Полупустотелые заклепки заклепки используются в случаях, когда нежелательно или недопустимо заклепочные соединения подвергать ударам. Пустотелые заклепки применяют, чтобы использовать их отверстия в заклепочных соединениях, к примеру, для пропуска электрических, крепежных или других деталей.

Все эти заклепки могут быть с полукруглой  головкой (наиболее технологичные), с плоской головкой или с потайной головкой (на рисунке):

Материал заклепок

Заклепки изготавливают из стали (Ст2, Ст3, 09Г2, Сталь 10), латуни (Л63), меди (М3, МТ), алюминиевых сплавов (АМг5П, Д18, АД1) и других материалов. Материал заклепок должен быть достаточно пластичным для обеспечения возможности формирования головок и однородным с материалом соединяемых деталей во избежание электрохимической коррозии.

Расчеты заклепочных соединений

Расчет заклепок могут проводить: - на срез - на смятие - на растяжение (отрыв головок) Условия прочности на срез, смятие, растяжение:

, где F – сила, действующая на заклепку,  [ ср] - допускаемое напряжение заклепок на срез, k – число плоскостей среза в соединении, d – диаметр стержня заклепки, [ см] - допускаемое напряжение заклепок на смятие, n – количество заклепок (в односрезных заклепках n = k), s – наименьшая толщина соединяемых частей, [ р] -  допускаемое напряжение на отрыв головок.

Условное обозначение

Пример условного обозначения заклепки со сплошным стержнем с полукруглой головкой - диаметр стержня  d = 8 мм, длина стержня L = 20 мм, материал группы 01 (сталь 10), без покрытия: Заклепка 8 х 20.01 ГОСТ 14797-85

55)

Соединение деталей c натягом.

Соединение двух деталей по круговой цилиндрической поверхности можно осуществить непосредственно без применения болтов, шпонок. Для этого достаточно при изготовлении деталей обеспечить натяг посадки, а при сборке запрессовать одну деталь в другую. Натягом называют положительную разность диаметров вала и отверстия. После сборки вследствие упругих и пластических деформаций диаметр посадочных поверхностей становится общим. При этом на поверхности посадки возникают силы трения, которые обеспечивают неподвижность соединения.

Из соединений деталей с натягом наибольшее распространение получили цилиндрические соединения, в которых одна деталь охватывает другую по цилиндрической поверхности.

Достоинства и недостатки соединений с натягом

Достоинства соединений с натягом: • простая технология изготовления; • хорошее центрирование (базирование) соединяемых деталей; • эти соединения могут воспринимать значительные силы и моменты, причем нагрузки могут быть постоянными, переменными, реверсными, ударными. Недостатки соединений с натягом: • большое рассеяние прочности (несущей способности) среди одинаковых соединений в связи с рассеянием действительных сопрягаемых размеров в пределах полей допусков и в связи с рассеянием значений коэффициента трения; • снижение усталостной прочности валов из-за появления концентрации напряжений; • трудности неразрушающего контроля соединений; • сложность сборки и разборки при больших натягах; • возможность повреждения посадочных поверхностей при разборке.

Способы получения соединений с натягом

Запрессовка Это простейший и высокопроизводительный способ, обеспечивающий возможность контроля нагрузочной спо-собности путем измерения силы запрессовки. Однако в этом случае существует опасность повреждения посадочных поверхностей. Так же при этом способе запрессовки понижается коэффициент трения из-за сглаживания (срезания и смятия) микронеровностей поверхностей контакта при запрессовке. Нагрев охватывающей детали Технологически отработанный и простой способ, обеспечивающий повышение коэффициента трения (сцепления) и нагрузочной способности соединения при сдвигающих нагрузках примерно в 1,5 раза. Этот способ особенно эффек-тивен при больших длинах посадочных поверхностей.  Охлаждение охватываемой детали Преимущественно применяют для установки небольших деталей в массивные, крупные детали. Гидрозапрессовка Нагнетание масла под давлением в зону контакта через сверление в валу значительно (в 10…15 раз) снижает необходимую силу запрессовки и распрессовки и уменьшает опасность задира посадочных поверхностей. 

Проверку прочности деталей цилиндрического соединения выполняют по наибольшему возможному натягу N_mex выбранной посадки и соответствующего ему наибольшего расчетного натяга N_maxp, определяемого по формуле

, (7.7)