30. Стыковые и угловые сварные швы. Особенности расчёта на прочность.

31. Расчет угловых швов лобового и флангового. При действии осевой растягивающей (или сжимающей) силы считают, что срез угловых швов происходит по сечению I-I (рис. 12), проходя­щему через биссектрису прямого угла.  Опасным напряжением считают касательное напряжение и расчет ве­дут на срез (напряжениями изгиба пренебрегают). Для нормальных угловых швов длина биссектрисы         ,   (3)         где h — длина биссектрисы (высота шва в опасном сечении); К — катет шва (принимается не менее 3 мм). Проверочный расчет. Условие прочности одностороннего лобового шва на срез:                        ,

(4) где ,  — расчетное и допускаемое напряжения среза для шва (см. табл.1); l_ш — длина шва; F — нагрузка, действующая на шов.Проектировочный расчет. Длину одностороннего лобового углового шва (см. рис. 12) при осевом нагружении определяют по формуле           (5)                                                                            

длина двустороннего лобового углового шва

         .                                                                                 (6)

Фланговые угловые швы (см. рис.5, б) рассчитывают по уравнению (6), т. е. аналогично рассмотренному случаю расчета двустороннего ло­бового шва. Во фланговых швах нагрузка по длине шва распределяется не­равномерно (по концам шва увеличивается), поэтому длину фланговых швов стараются ограничить  l_ш < (50 ÷ 60)К.

32.Комбинированные сварные швы. Комбинированный шов — это комбинация лобового и флангового, в косом шве ось шва располагается под углом к направлению действующего усилия

33. Резьбы. Назначение и классификация. Виды резьбовых соединений. Основные геометрические соотношения в резьбе.

В зависимости от формы поверхности, на которой образуется резьба, различают цилиндрические и конические резьбы. В зависимости от формы профиля различают следующие основные типы резьб: треугольные, упорные, трапецеидальные, прямоугольные и круглые. В зависимости от направления винтовой линии резьбы бывают правые и левые. У правой резьбы винтовая линия поднимается слева направо, у левой — справа налево. Левая резьба имеет ограниченное примене­ние. В зависимости от числа заходов резьбы делят на однозаходные и многозаходные. Многозаход­ные резьбы получают при перемещении профилей по нескольким винтовым линиям. Заходность резьбы можно определить с торца вин та по числу сбегающих витков. В зависимости от назначения резьбы делят на крепежные, крепежно­уплотняющие и для преобразования движения.

Основными геометрическими параметрами цилин­дри­ческой резьбы являются: d — номинальный диаметр резьбы (наружный диаметр для винта); d3 — внутренний диаметр резьбы винта (по дну впадины); d2 — средний диаметр резьбы, т. е. диаметр воображаемого цилиндра, на котором толщина витка равна ширине впадины; р — шаг резьбы, т. е. расстоя­ние между одноименными сторонами соседних профилей, измеренное в направлении оси резьбы; рh — ход резьбы, т. е. расстояние между одноименными сторонами одного и того же витка в осевом направлении: для однозаходной резьбы рh=р; для многозаходной рh=zр, где z — число заходов. Ход равен пути перемещения винта вдоль своей оси при повороте на один оборот в неподвижной гайке; ? — угол профиля резьбы ? — угол наклона боковой стороны профиля к перпендикуляру к оси резьбы; ? — угол подъема резьбы, т. е. угол, образованный раз верткой винтовой линии по среднему диаметру резьбы и плоскостью, перпендикулярной оси винта:

Метрическая р-а: Н=0,866P, H₁=0,541P, r=0,144P

35. Момент завинчивания.

Расчет момента завинчивания для контролируемой затяжки. Контроль за-

тяжки производится с помощью динамометрического ключа. На практике необхо-

димо знать, какое усилие затяжки соответствует измеряемому ключом моменту за-

винчивания.

Момент завинчивания T определяется как сумма моментов в резьбе 1 T и на торце 2 T: T = T1 +T2

Момент трения в резьбе вычисляется по формуле -

37. Определение КПД резьбы КПД резьбы определяется отношением идеального момента (без учета сил трения) к реальному моменту (с учетом трения).

 =  =

 = . В частном случае, когда трение в опорах по торцам очень мало (например,  если опорой являются подшипники качения):

 = .

45. Расчёт передач винт-гайка. Основной причиной выхода из строя винтов и гаек передач является износ резьбы. Интенсивность изнашивания связана с давлением p между витками резьбы винта и гайки, которое, исходя из условий триботехнической надёжности (триботехника-наука об износе и взаимодействии контактирующих тел), не должно превышать допускаемого [p]. Исходя из этого определяется средний диаметр резьбы:

где F- осевая сила, действующая в передаче, k=H/d₂ -отношение высоты гайки к

среднему диаметру резьбы. k= 1,2...2,5 для цельных гаек и k = 2,5...3,5 для

разъёмных гаек.

[p] = 10...13 МПа для пары закалённая сталь-бронза, [p]=8...10 МПа для пары

незакалённая сталь-бронза, [p]=5...6 МПа для пары незакалённая сталь-чугун.

По найденному значению среднего диаметра d₂ резьбы и таблицам [2]

определяют основные геометрические параметры резьбы.

Для существенно нагружаемых винтов (домкратов, прессов и др.) проводят

проверку стержня винта на прочность по эквивалентным напряжениям, возникающим

под действием растяжения-сжатия и кручения:

где - растягивающие напряжения; - касательные напряжения

кручения, возникающие от момента затяжки М_з; d₁- внутренний диаметр резьбы;

-допускаемое напряжение на растяжение, принимается равным одной трети от

предела текучести материала винта, изготавливаемого из сталей 40,45,50,40ХН,

50ХН, 65Г (см. ГОСТ 1050-60).

Длинный винт (длиной L>2d₁), находящийся под действием сжимающей силы,

дополнительно проверяют на устойчивость (продольный изгиб). Условие устойчивости

винтов по допускаемым напряжениям имеет вид

где - коэффициент уменьшения допускаемых напряжений, выбираемый в зависимости

от параметра гибкости , =0,5 - 2,0- коэффициент длины, зависит от

схемы закрепления концов винта [2] , L- длина винта; i- радиус инерции сечения

винта, i=0,25 d₁. Выбор значений коэффициента производится в зависимости от таблице.

44. . Шпоночные соединения и их классификация. Расчёт на прочность шпоночных соединений призматическими и сегментными шпонками.

Шпоночное соединение образуют вал, шпонка и ступица колеса (шкива, звездочки и др.). Шпонка представляет собой стальной брус, устанавливаемый в пазы вала и ступицы. Она служит для передачи вращающего момента между валом и ступицей. Основные типы шпонок стандартизованы. Шпоночные пазы на валах получают фрезерованием дисковыми или концевыми фрезами, в ступицах — протягиванием. Достоинства шпоночных соединений — простота конструкции и сравнительная легкость монтажа и демонтажа, вследствие чего их широко применяют во всех отраслях машиностроения. Недостаток — шпоночные пазы ослабляют вал и ступицу насаживаемой на вал детали. Ослабление вала обусловлено не только уменьшением его сечения, но главное, значительной концентрацией напряжений изгиба и кручения, вызываемой шпоночным пазом. Шпоночное соединение трудоемко в изготовлении: при изготовлении паза концевой фрезой требуется ручная пригонка шпонки по пазу; при изготовлении паза дисковой фрезой — крепление шпонки в пазу винтами (от возможных осевых смещений).

Шпоночные соединения подразделяют на ненапряженные и напряженные. Ненапряженные соединения получают при использовании призматических и сегментных шпонок. Напряжен­ные соединения получают при применении клиновых (например, врезной клиновой), и тангенциальных шпонок. При сборке таких соедине­ний возникают предваритель­ные (монтажные) напряже­ния. Осно­вное применение имеют ненапряженные соединения.

Основным критерием работоспособности шпоночных соединений является прочность. Соедине­ния призматическими шпонками проверяют по условию прочности на смятие: