Ланцюг втулково-роликовий однорядний Місце маркування

Рис. 15.2. Ланцюгова муфта

Ланцюгові муфти бувають з однорядним втулково-роликовим лан­цю­гом (рис. 15.2), дворядним ланцюгом (рис. 15.2, а) і безшумним лан­цю­гом (рис. 15.2, б).

Рис. 15.2 а. Ланцюгова муфта з дворядним ланцюгом

Рис. 15.2 б. Ланцюгова муфта з безшумним ланцюгом

Рис. 15.2 в. Ланцюгова муфта з косим розрізом

За конструкцією (рис. 15.2 в) обидві напівмуфти виготовляються із однієї заготовки, яка після нарізання зубців розрізається по діаметру на дві частини. Така конструкція забезпечує використання ланцюга і збіль­шен­ня передачі обертового моменту.

Матеріал зірочок – сталь 45; твердість зубців HRC 40–45.

Переваги ланцюгової муфти:

• простота конструкції і обслуговування;

• надійність в роботі;

• технологічність виготовлення і порівняно малі габарити та вага;

• зручний монтаж та демонтаж;

• здатність компенсувати радіальні і кутові зміщення за рахунок від­­носної піддатливості деталей ланцюга та їх деформації.

Недоліком є наявність кутових зазорів і мертвого хода, внаслідок чо­го вони не можуть застосовуватись в реверсних передачах, а також при наявності великих динамічних навантажень.

Параметри муфт, які часто використовуються див. в табл. Д24–Д26.

Підбір муфт і перевірка на міцність основних елементів

Постійні муфти підбирають за моментом, що передається, з ураху­ван­ням діаметра більшого із з’єднувальних валів.

Розрахунковий момент:

,

де K – коефіцієнт режима роботи; при спокійному навантаженні K = 1,15...1,4, при змінному навантаженні K = 1,5...2, при ударному на­ван­таженні K = 2,5...3; Т– номінальний обертовий момент.

Додаткові дані див. в табл. Д27.

Зубчасті муфти підбирають за моментом, який визначається за фор­му­лою:

,

де K₁ – коефіцієнт відповідальності; K₂ – коефіцієнт умов роботи; K₃ – коефіцієнт кутового зміщення.

Багатодискові фрикційні муфти розраховують за моментом сил тер­тя:

,

де β – коефіцієнт запасу зчеплення.

Запобіжну муфту зі зрізним штифтом розраховують за граничним мо­ментом , де K – коефіцієнт перевантаження.

Основні елементи муфт розраховують таким чином.

Фрикційна муфта

Розрахунковий момент тертя:

,

де β – коефіцієнт запасу зчеплення β = 1,3...1,5;

f – динамічний коефіцієнт тертя, визначається за табл. Д11;

R_СР – середній радіус диска, ;

Z – число пар поверхонь, тертя;

Q – зусилля пружини, .

Запобіжна муфта із зрізаним штифтом. Розрахунковий руйнівний мо­мент:

,

де Т_гр – граничний момент; T_mах – найбільший момент, який пе­ре­да­єть­ся при нормальній роботі.

Таким чином:

.

Діаметр штифта визначають із розрахунку на зріз:

,

де Q – поперечна сила, ;

А_с – площа зрізу штифта, ;

d_ш – розрахунковий діаметр штифта, ;

z – число штифтів; – межа міцності на зріз;

; D – діаметр кола розташування штифта.

Розрахунок ланцюга із-за складного закона розподілу зусиль по зу­бцях зірочок складний і ненадійний. Ланцюг вибирається на основі до­слідних даних.

Тема: Муфти

1. Яке призначення муфти: а) передача обертового моменту зі зміною напряму обертання; б) з’єднання кінців валів без зміни величини і напряму обер­то­во­го моменту; в) зміна значення обертового моменту; г) створення до­даткової опори для довгих валів.

2. Вказати основне призначення зображеної муфти: а) з’єднання валів з радіальним зміщенням; б) з’єднання валів з осьо­вим зміщенням; в) жорстке стале з’єднання валів без змі­щен­ня; г) з’єднання валів із кутовим зміщенням.

3. Яку муфту необхідно використати, якщо в процесі роботи не­обхідно періодично виключати механізм при заданій кутовій швид­кості: а) пружну компенсуючу; б) керовану зчіпну; в) відцентрову зчіпну; г) запобіжну.

4. Вказати основний недолік зображеної муфти: а) передає малі обертові моменти; б) складність конструкції; в) не­об­хідність періодичних регулювань; г) мала піддатливість та знач­ний знос втулок.

5. Яке основне призначення жорстких компенсуючих муфт: а) забезпечити з’єднання валів з незначною різницею кутових швид­костей; б) з’єднувати співвісні вали без перекосів; в) по­гли­на­ти енергію ударів та вібрацій; г) з’єднувати вали з незначним ра­ді­аль­ним, осьовим і кутовим зміщенням.

6 а) ; б) ; в) ; г) . . Вибрати формулу для розрахунку необхідного діаметра шти­фта для запобіжної муфти, якщо: відомий номінальний момент Т; діаметр розміщення штифтів D1; z – число штифтів; – гра­ни­ця міцності при зрізі; – допустиме напруження зрізу:

7. Яку муфту необхідно використовувати, якщо при роботі ме­ха­нізму виникають періодичні поштовхи та вібрації: а) запобіжну з елементами, що руйнуються; б) жорстку компен­су­ю­чу; в) пружню компенсуючу; г) керовану зчіпну.

8. Вказати основний недолік зображеної муфти: а) великі габаритні розміри; б) складність конструкції; в) значний знос зубців в результаті перекосу осей втулок відносно обойм; г) склад­ність монтажу в результаті осьового зміщення з’єднаних де­талей.

9. Вказати основне призначення пружних муфт: а) запобігати перевантажень у двигуні; б) поглинати енергію по­штов­хів та вібрацій; в) з’єднувати вали зі значними перекосами; г) плавно включати та переключати передачі при перевантаженнях.

10. За якою формулою можна розрахувати на міцність болти 1, по­ставлені без зазору у фланцевій муфті (z – число болтів): а) ; б) ; в) ; г) .

11. Яку муфту з перерахованих необхідно вибрати, якщо не­об­хі­дно запобігти повторне перенавантаження двигуна: а) пружню втулко-пальцеву; б) зубчасту компенсуючу; в) бага­то­ди­скову фрикційну; г) запобіжну зі зрізним штифтом.

12. Вказати основний недолік зображеної муфти: а) обмежена навантажувана здатність; б) складність конструкції; в) вимога строгої співвісності валів і перпендикулярності фланців; г) необхідність значного осьового зміщення при установці.

13. Вказати основне призначення зчіпних керованих муфт: а) поглинати поштовхи і вібрації; б) запобігати від перевантажень; в) автоматично зчіплювати і розчіплювати вали при перевищенні ча­стоти обертання; г) швидко з’єднувати і роз’єднувати при не­об­хід­ності вали, які є нерухомі або обертаються.

14. За якою формулою можна розрахувати момент тертя в зо­бра­женій муфті, якщо: відомі матеріали дисків; розміри ро­бо­чих поверхонь муфти D1 D2; динамічний коефіцієнт тертя f; зу­сил­ля притискання Q: а) ; б) ; в) ; г) .

15. Яку муфту вибрати, якщо необхідно з’єднати вали з пере­ко­са­ми: а) кулачкову; б) втулко-пальцеву; в) зубчасту; г) фланцеву.

16. Яка основна перевага зображеної муфти: а) простота конструкції; б) здатність компенсувати незначні змі­щен­ня; в) виникнення осьової сили Q; г) плавне зчеплення валів під навантаженням.

17. За якими параметрами (Тр – розрахунковий момент; Т – момент що передається; n – частота обертання; d-діаметр вала; D-зовнішній діаметр муфти) визначають стандартні та нор­малізовані муфти: а) Т, n; б) Т, d, n; в) Тp, D; г) Тp, d.

18. Вказати основне призначення зображеної муфти: а) пом’ягшення поштовхів та вібрацій; б) плавне зчеплення валів під навантаженням на ходу; в) з’єднання валів в механізмах, де ва­жко забезпечити співвісність; г) з’єднання валів з незначним осьо­вим зміщенням.

19. Вказати основний недолік зображеної муфти: а) шум і вібрації при роботі; б) складність конструкції; в) вимога ви­сокої точності при обробці деталей; г) зупинка машини для за­мі­ни зламаного елемента.

20. Що враховує коефіцієнт К, у формулі для стандартних муфт : а) тип механізму і режим роботи; б) можливе кутове зміщення ва­лів; в) нерівномірне розподілення навантаження між деталями; г) роз­ташування механізму в просторі.

21. Яку з перерахованих муфт використовують для з’єднання валів, встановлених під кутом один до одного: а) пружню втулко-пальцеву; б) зубчасту компенсуючу; в) шар­ні­рну; г) багатодискову фрикційну.

22. Визначити руйнівний момент для зображеної запобіжної му­фти з зрізаним штифтом, якщо: обертовий момент 68 Нм; му­фта працює при змінному навантаженні; коефіцієнт режиму ро­боти 2: а) 119 Нм; б) 136 Нм; в) 74,8 Нм; г) 170 Нм.

23. Визначити обертовий момент для жорсткої фланцевої му­фти, якщо: номінальний обертовий момент 45 Нм; наван­та­жен­ня спокійне, стале; коефіцієнт режиму 1,5; коефіцієнт не­рів­номірності розподілення навантаження між болтами 1,2: а) 54 Нм; б) 67,5 Нм; в) 81 Нм; г) 101,5 Нм.

24. Визначити діаметр штифта для жорсткої втулкової муфти як­що: момент 90 Нм; навантаження стале з коротко­термі­но­ви­ми перевантаженнями, К=1,2; допустимі нормальні на­пру­жен­ня для матеріалів штифтів 160 МПа; =75 МПа; =200 МПа: а) 6 мм; б) 8 мм; в) 10,5 мм; г) 161 мм.

25. Визначити розрахункове навантаження для штифта, який пра­цює на зріз, якщо: муфта працює при постійному наван­та­жен­ні з незначними поштовхами; коефіцієнт режиму роботи 1,15; діаметр розташування штифта D1=99мм; обертовий мо­мент 90 Нм; кількість штифтів z=1: а) 130,6 Н; б) 1306,8 Н; в) 2090 Н; г) 2614 Н.

На цьому завершуємо розгляд частини 2 і переходимо до частини 3 – «З’єднання», в якій наведено різні типи з’єднань та їх розрахунок на міцність, а також проілюстровано тестові питання із цього ма­теріалу.

Частина 3. З’ЄДНАННЯ. ЗАГАЛЬНІ ВІДОМОСТІ ПРО ЗЄДНАННЯ

Розділ 16

РОЗ’ЄМНІ З’ЄДНАННЯ. РІЗЬБОВІ З’ЄДНАННЯ

Знати типи різьбових з’єднань, стандартні кріпильні деталі, ро­би­ти їх порівняльну оцінку та галузі застосування; основи розрахунку на міцність болтів при сталому навантаженні; формули для про­ект­ного розрахунку одиночного болта при сталому навантаженні і вмі­ти ними користуватися.

Знати формули для перевірного розрахунку болтів; способи роз­ван­та­жен­ня болтів, які встановлені із зазором, від поперечної сили.

Різьбові з’єднання – роз’ємні з’єднання за допомогою кріпильних де­талей або різьби, безпосередньо нанесеної на деталі, які з’єдну­ють­ся.

Різьба утворюється шляхом нанесення на поверхню деталей гвин­то­вих канавок із різним профілем.

Профілі різьб

Профілі кріпильних різьб трикутні. Основна трикутна різь­­ба – ме­три­чна (рис. 16.1, а) з кутом профілю 60°. Метричні різь­би поділя­ють­ся на різьби з великим і дрібним кроком, за основу кріпильної різьби прийнята різьба з великим кроком. Метричну різьбу позначають літе­рою М і зовнішнім діаметром різьби; у дрібних різьбах додатково вка­зу­ють крок різьби.

Наприклад, М20 – метрична різьба з великим кроком і зовнішнім діа­метром 20 мм; М20х1,5 – метрична різьба з дрібним кроком, рів­ним 1,5 мм, зовнішнім (номінальним) діаметром 20 мм.

До кріпильних різьб відноситься дюймова різьба (рис. 16.1, б) з три­кутним профілем (кут профілю 55°). Дюймова різьба не стан­дар­ти­зована і для нових виробів не використовується.

Для з’єднань труб застосовується спеціальна трубна різьба (рис. 16.1, в) – дрібна дюймова різьба кріпильно-ущільнююча. За основ­ний розмір труби, вказаний в позначенні, прийнято внутрішній діа­метр.

Позначення трубної різьби: G1 – циліндрична трубна різь­ба, розмір 1 дюйм (2,54 мм).

У спеціальних випадках застосовують круглі (рис. 16.1, г) і конічні (рис. 16.1, д, е) різьби.

Різьби, які застосовуються для кріплення деталей, повинні зна­хо­ди­тись під дією сил тертя при загвинчуванні і розгвинчуванні. Кут під­йому і профіль кріпильних різьб забезпечують самогальмування – на­дійне стопоріння гайки (гвинта) в будь-якому положенні. При ві­бра­ці­ях і змінних навантаженнях самогальмування недостатньо, тому ви­користовують спеціальні стопорні деталі (рис. 16.2).

У гвинтових механізмах тертя шкідливе, оскільки знижує ККД. Про­філі ходових різьб (які використовуються в передачах «гвинт – гай­­ка») забезпечують мінімальне тертя в різьбі. Мінімальне тертя ви­ни­кає в різьбі прямокутного профілю (рис. 16.1, ж), але основною різь­бою для передачі «гвинт–гайка» є трапецеїдальна різьба (рис. 16.1, з), більш зручніша у виготовленні і міцніша, ніж прямо­ку­тна. Для механізмів з великим однобічним осьовим навантаженням (дом­крати, натискні пристрої) використовується упорна різьба (рис. 16.1).

Позначення трапецеїдальної різьби: Тг30х40 – зовнішній діа­метр 30 мм, крок 4 мм.

Позначення упорної різьби: S30x4 – зовнішній діаметр різьби 30 мм, крок 4 мм.

Позначення різьб наведені в табл. Д28.

Кріпильні різьбові з’єднання і їх деталі

Основними різьбовими з’єднаннями є з’єднання гвин­тами з гай­ка­ми (болтові), без гайок і з’єднання шпильками.

Болтові з’єднання найбільш прості і дешеві, оскільки не вимагають на­різання різьби на деталях, що з’єднуються, але вимагають місця для роз­міщення гайок.

Гвинт вгвинчують в різьбовий отвір деталі.

З’єднання шпилькою застосовують там, де потрібне часте роз­би­ран­ня. Болти, гвинти, шайби і гайки стандартизовані, конструкції їх різно­ма­нітні.

Залежно від характеру навантаження і способу збирання деталей різь­бових з’єднань їх ділять на з’єднання без попереднього за­тягування і з попереднім затягуванням.

Матеріали

Рис. 16.2. Способи стопоріння кріпильних деталей: а – пружинною шайбою; б – двома гай­ками; в – шплінтами; г – приварюванням або кернуванням; д – дротом

Стандартні кріпильні деталі загального призначення виготовляють з низько- і середньовуглецевих сталей звичайної якості СтЗ, якісних ста­­лей – сталь 10, 20, 35 та ін.

Сталеві гвинти, болти і шпильки виготовляють з матеріалів 12-ти кла­сів міцності, які позначаються двома числами: перше чи­сло, по­мно­жене на 100, дорівнює границі міцності матеріалу; як­що перше чи­сло помножити на друге і на 10, отримаємо гра­ни­цю текучості ма­те­ріалу. Наприклад, 4,6: σ_В = 400 МПа; σ_Т = 240 МПа.

Для відповідальних деталей використовують леговані сталі 40Х, 30ХГСА.

Для підвищення корозійної стійкості різьбові деталі оксидують, омі­днюють, цинкують.

Причини виходу із ладу і критерії працездатності кріпильних де­та­лей

Вихід із ладу гвинтів, болтів і шпильок відбувається внаслідок:

• розриву стрижня по різьбі або перехідному перерізу під го­лов­кою болта­;

• зминання, зношування, зрізу різьби;

• руйнування головки.

Міцність є основним критерієм працездатності кріпильних деталей.

Стандартні кріпильні деталі розраховують за головним крите­рієм пра­цездатності – міцності стрижня на розтяг.

Розрахунок одиночних болтів при постійному навантаженні

Небезпечний переріз – переріз по різьбі; діаметр небезпечного пе­ре­­різу – внутрішній діаметр різьби (табл. Д29).

1. Розрахунок незатягнутого болта при дії осьового зусилля. Стри­жень болта працює лише на розтяг (рис. 16.3). Проектний розрахунок бо­лта виконують за формулою:

,

де d_p – мінімальний розрахунковий діаметр болта; F – зовнішнє осьо­ве зусилля.

Рис. 16.3. Схема до розрахунку незатягнутого болта: 1 – гайка; 2 – болт;

3 – пластина; 4 – скоба

2. Розрахунок затягнутого болта, навантаженого зовнішнім розтя­гуючим зусиллям. Для забезпечення щільності стику і жорсткості з’є­днання болти (гвинти, шпильки) затягують. У затягнутому різь­бо­во­му з’єднанні загальне навантаження на болт складає:

,

де F_o – сила попереднього затягування; χ – коефіцієнт зовнішнього на­вантаження, який враховує, яка частина зовнішнього навантаження при сумісній деформації болта і деталей стику доводиться на болт; χ = 0,2...0,3 при з’єднанні деталей без прокладки χ = 0,4...0,5 при з’є­д­нан­ні де­талей з пружньою прокладкою (гума, картон та ін.).

Затягнутий болт розтягнутий і зкручений за рахунок тертя в різьбі і під го­ловкою болта. Еквівалентне напруження в стрижні за гіпотезою фор­­мозміни .

Для метричної різьби σ_Е = 1,3σ_Р.

Розрахунок болта при сумісній дії розтягу і кручення зво­диться до роз­рахунку на розтяг по збільшеному розтягуючому зусиллі.

3. Розрахунок болтів для кріплення кришок циліндрів, які зна­хо­дять­ся після затягування під тиском (рис.16.4). Використовуючи фор­мулу для визначення повного навантаження на болт, можна за­пи­сати остаточну розрахункову формулу з урахуванням кручення:

,

де F₀ – сила попереднього затягування болта, розраховується з умови не­розкриття стику; F – частина зовнішньої сили в розрахунку на один болт, ; z – число болтів.

Розрахунковий діаметр болта визначають за формулою:

,

де = σ_Т/ ; σ_T – границя текучості матеріалу; – коефіцієнт запа­су міцності, який залежить від умов роботи, матеріалу і діа­ме­тру різьби.

На початку розрахунку величина задається орієнтовно, після роз­рахунку уточнюється.

Рис. 16.4. Схема до розрахунку затягнутого болта під дією зовнішнього зусилля

4. Розрахунок болта під дією поперечної сили, болт установлений без зазору (рис. 16.5, а). Болт установлений в отвір з-під розвертки, пра­цює на зріз і зминання.

Рис. 16.5. Розрахункова схема затягнутого болта який встановлений:

а – без зазору; б – із зазором

Умова міцності на зріз: .

Перевірний розрахунок на зминання: .

5. Розрахунок болта під дією поперечної сили, болт установлений в отвір із зазором (рис. 16.5, б).

Необхідне затягування створює силу тертя, яка перешкоджає зсуву де­талей під дією зовнішньої сили. Затягнутий болт працює на розтяг і скру­чений за рахунок тертя в різьбі.

Потрібне затягування:

,

де і – число площин тертя; К – коефіцієнт запасу зчеплення, К=1,3...1,5.

На рис. 16.5, б число площин тертя і = 2.

Вплив зкручування болта при затягуванні враховують збільшенням роз­рахункового навантаження на 30 %:

.

Розрахунковий діаметр болта:

.

6. Формули для перевірного розрахунку болтів:

болт розтягнутий і зкручений: ;

болт працює на зсув: .

Тема: Роз’ємні з’єднання. Різьбові з’єднання

1. Серед наведених типів різьб вказати кріпильну різьбу: а) а; б) б; в) в; г) г.

2. В яких випадках використовують зображений болт, при: а) підвищених навантаженнях; б) змінних навантаженнях; в) зна­чно­му зовнішньому поперечному навантаженні; г) відсутності сто­пор­них пристроїв.

3. За рахунок чого досягається самогальмування різьби: а) відсутності мастильного матеріалу; б) підбору матеріалів гвинта та гайки; в) кута профілю різьби; г) одночасної дії першого та дру­го­го факторів.

4. Вибрати формулу для проектного розрахунку незатягнутого бо­лта під дією осьової сили: а) ; б) ; в) ; г) .

5. Вибрати різьбу, яка нарізається на стандартних кріпильних де­талях: а) а; б) б; в) в; г) г.

6. За рахунок чого відбувається стопоріння болта в наведеному з’єднанні: а) додаткового тертя; б) пружної шайби; в) жорсткого з’єднання болта з гайкою; г) перетворення в нероз’ємне з’єднання.

7. Яка основна перевага болтового з’єднання перед гвинтовим з’єднанням шпилькою: а) низька вартість; б) не потрібно нарізати різьбу в з’єднювальних деталях; в) менша маса з’єднання; г) точність центрування з’є­дню­валь­них деталей.

8. Вибрати формулу для визначення розрахункового наван­та­жен­ня для болта в даному з’єднанні: а) ; б) ; в) ; г) .

9. Серед перерахованих різьб вибрати метричну різьбу з дрі­бним кроком: а) М36; б) Tr36x6; в) S36x3; г) M36x3.

10. Вибрати найпродуктивніший метод виготовлення кріпиль­них деталей з різьбою: а) відливка в форму; б) пресування; в) різання на токарно-гвин­то­во­му верстаті; г) накатування на різьбонакатних верстатах.

11. Вибрати різьбу, яка використовується для перетворення обер­тового руху в поступальний: а) а; б) б; в) в; г) г.

12. Вибрати формулу для перевірного розрахунку болта в на­ве­деному з’єднанні: а) ; б) ; в) ; г) .

13. Порівняти ККД зображених типів різьб: а) ; б) ; в) ; г) .

14. Для чого використовують деталі 1 в наведених з’єднаннях: а) центрування деталей; б) запобігання відгвинчування гайки; в) змен­шення необхідної затяжки болта; г) зменшення напруження зсу­ву в стрижні болта.

15. За рахунок чого здійснюється стопоріння наведеного з’єд­нан­ня: а) тертя в різьбі та спеціального дроту; б) тертя в різьбі; в) тертя в різьбі та тертя між гайкою і контргайкою; г) пружності шайби.

16. Вибрати формулу для перевірного розрахунку напруженого бол­тового з’єднання без зовнішнього навантаження (затягну­то­го болта): а) ; б) ; в) ; г) .

17. Вибрати позначення різьби, яка перетворює обертовий рух в поступальний: а) ; б) ; в) ; г) .

18. В яких випадках використовують з’єднання шпилькою. Дати повну відповідь: а) при пониженій навантаженості; б) якщо неможливо використати болт; в) якщо вузол часто розбирається; г) якщо одночасно діє дру­гий та третій фактори.

19. Визначити геометричні параметри різьби М24, якщо: d, d1, d2 – діаметри; номінальний, внутрішній; p – крок; α – кут про­фі­лю: а) однозахідна, ліва, d=24 мм; ; б) двозахідна, пра­ва, d=24 мм; ; в) одно західна, права, d=24 мм; ; г) двозахідна, ліва, d=24 мм; .

20. Розрахунок затягнутого та додатково навантаженого зов­ніш­ньою осьовою силою болта виконується з урахуванням си­ли . Що враховує коефіцієнт χ: а) скручування стрижня за рахунок тертя; б) підвищення наван­та­жен­ня на болт для забезпечення щільності стику; в) частину зов­ніш­ньої сили, яка сприймається болтом; г) частина зовнішньої си­ли, яка сприймається стиком.

2 а) ; б) ; в) ; г) . 1. Перевірити міцність наведеного різьбового з’єднання, як­що: дію­ча сила 4,12 кН; в з’єднанні використано три болта М20×100; коефіцієнт тертя в стиску 0,15; допустиме напру­жен­ня для матеріалу 80 МПа:

22. Визначити допустиме навантаження на болт, якщо він вста­но­вле­ний в отвір без зазору: матеріал болта–сталь; допустимі на­пру­жен­ня розтягу 80 МПа, зрізу – 50 МПа; болт М12×50; dс=d+1 мм: а) 0,612 кН; б) 3,98 кН; в) 7,96 кН; г) 15,92 кН.

23. Визначити необхідний номінальний діаметр різьби бол­то­во­го з’єднання з розрахунку на міцність, якщо: навантаження скла­дає Т=360 Нм; число болтів 6; навантаження розподілене рі­вномірно; допустиме напруження 85 МПа; коефіцієнт запасу 1,3; коефіцієнт тертя в з’єднанні 0,12; D=200 мм: а) 10 мм; б) 16 мм; в) 20 мм; г) 24 мм.

24. Перевірити на міцність різьбову частину вантажної скоби, роз­рахованої на підйом 450 кН вантажу, якщо: різьба тра­пе­це­ї­даль­на; розрахунковий діаметр різьби d=87 мм; допустиме напру­ження 85 МПа: а) ; б) ; в) ; г) .

25. Визначити необхідне затягування болта, якщо: сила, яка ру­хає дві полоси 5 кН; коефіцієнт тертя в стику 0,15; коефі­ці­єнт за­­пасу стику 1,2: а) 6 кН; б) 20 кН; в) 33 кН; г) 40 кН.

Розділ 17

ШПОНКОВІ З’ЄДНАННЯ

Знати типи і порівнювати характеристики шпонкових і зуб­ча­стих з’єднань.

Розрізняти ненапружені і напружені шпонкові з’єднання.

Знати типи з’єднань стандартними шпонками; позначення стан­дарт­них шпонок; порядок розрахунку ненапружених шпонкових з’є­днань.

Вміти вибрати відповідну шпонку за стандартом і виконати пе­ре­вір­ний розрахунок на міцність.

Шпонкові з’єднання служать для фіксації деталей на валах і осях, пе­ре­дачі обертового моменту (рис. 17.1).

Шпонкові з’єднання бувають ненапруженими, в них вико­ри­сто­ву­ють призматичні і сегментні шпонки, які, при збиранні, не виклика­ють де­формації вала і маточини.

Напруження з’єднання створюється клиновими і тангенційними шпон­ками. Клинові шпонки являють собою призми зі скошен­ою сто­ро­ною з нахилом 1/100 і при збиранні з’єднання викликають радіальне змі­щення маточини відносно вала, тому застосування клинових шпо­нок обмежене одиничним виробництвом і тихохідни­ми передачами.

Розміри шпонок і перерізів пазів стандартизовані.

Шпонкові пази на валах виконують фрезеруванням дисковими і кін­цевими фрезами, а маточини коліс – протягуванням.

В основному, застосовують ненапружені з’єднання призма­тич­ни­ми шпонками. Шпонки виконують із скругленими і плоскими кінця­ми. Шпонки закладають в паз вала. Якщо при роботі маточина пере­мі­­щується вздовж вала (рухомі з’єднання), використовують напрямні при­зматичні шпонки з кріпленням на валу (табл. ДЗ0).

З’єднання сегментними шпонками є різновидом призматичних (табл. Д31). Призматичні і сегментні шпонки працюють бічними гра­ня­ми (рис.17.2). Сегментні шпонки прості у виготовленні, зручні при мон­та­жу. Глибока посад­ка шпонки на валу запобігає її від розвороту, але ду­же глибокий паз сильно послаблює переріз вала, тому сегментні шпон­ки застосовують при передачі невеликих обертових моментів і для вста­но­влення деталей на осях.

Клинові шпонки забивають в паз вала. Робочими поверхнями клино­вих шпонок є верхня і нижня грані, по бічних гранях є зазор.

Рис. 17.2. Розрахункова схема шпонкового з’єднання

Розрахунок шпонкових з’єднань

Критерієм працездатності з’єднання призматичними шпонками є опір зминанню бічних поверхонь.

Поперечний переріз шпонки підбирають за каталогом від діаметра ва­ла, а необхідна довжина шпонки l визначається за довжиною ма­то­чи­ни і уточнюється за каталогом (див. табл. ДЗ0). Ви­бра­на шпонка перевіряється на міцність.

Призматична шпонка працює на зріз і зминання. Стандартні шпон­ки на зріз не розраховують, оскільки умова міцності на зріз врахована при конструюванні.

Умова міцності на зминання:

або ,

де T – обертовий момент; А_ЗМ – площа зминання; h – висота шпон­ки; lр – розрахункова довжина; для шпонок з плоскими кінцями , для шпонок із заокругленими кінцями ; b – ширина шпонки; t₁ – глибина паза на валі.

Допустиме напруження зминання сталевої маточини

= 130... 200 МПа.

З’єднання сегментними шпонками перевіряють на зминання і зріз, оскільки шпонка вузька.

Умова міцності на зріз:

.

Допустиме напруження зрізу = 70... 100 МПа.

Якщо умова міцності на зминання не виконується, то на вал вста­но­­влю­ють дві шпонки. Встановлення декількох шпонок сильно по­сла­блює вал, тому в таких випадках використовують шліцьові (зуб­ча­сті) з’єднання.

Розділ 18

ШЛІЦЬОВІ (ЗУБЧАСТІ) З’ЄДНАННЯ

Мати уяву про види центрування деталей з’єднань.

Знати параметри, порівняльну оцінку і галузі застосування шліцьо­вих (зубчастих) з’єднань; формули для перевірки на зминання пря­мо­біч­них і евольвентних шліцьових з’єднань та вміти ними кори­сту­ватись.

Уміти підібрати відповідне шліцьове з’єднання за стандар­том і пе­ревірити вибране з’єднання на міцність.

Шліцьові (зубчасті) з’єднання утворюються зовнішніми зубцями на ва­лу і внутрішніми зубцями в отворі маточини. Зубці на валу виконують фре­зеруванням, струганням, накатуванням, зубці в от­ворі – про­тягу­ван­ням або довбанням.

За формою бічних поверхонь зубці шліцьових з’єднань виконують пря­мобічними, евольвентними і трикутними (рис. 18.1).

Рис. 18.1. Типи прямобічних (а–в), евольвентних (г–д) і трикутних (е) шлі­цьових з’єднань: а – центрування по d; б – центрування по D; в – цен­тру­вання по b; г, е – центрування по бічним поверхням; д – центрування по D; d – внутрішній діаметр шліца; D – зовнішній діаметр шліца;

b – ширина шліца

Найбільш поширені з’єднання з прямобічними шліцами. З’єднання з еволъвентними шліцами технологічніші та мають велику несучу здатність. З’єднання з трикутними шліцами застосовують рідше, для тонкостінних валів і маточин.

Центрування

Вибір типу центрування колеса на валу визначається вимогами до то­чності з’єднання, твердістю маточини та вала і вимогами скла­дан­ня. На рис. 18.1 зображені конструкції зубців в залежності від спо­со­бу центрування.

При незагартованих колесах застосовують найбільш технологічне цен­трування по зовнішньому діаметру. При твердості деталей використовують центрування по внутрішньому діаметру. Цен­­трування по бічних поверхнях застосовують в умовах дина­міч­но­го або реверсивного навантаження, оскільки воно забезпечує бі­льш рі­вномірний розподіл навантаження між зубцями.

Розрахунок шліцьових (зубчастих) з’єднань

Критерієм працездатності з’єднань є опір зминанню бічних по­вер­хонь.

Розрахунок відбувається по найбільш тривалому діючому обер­то­вому мо­менту. Основними геометричними параметрами прямо­біч­них з’єднань є число шліців, внутрішній і зовнішній діаметри.

У залежності від числа шліців і їх висоти стандарт передбачає три се­рії з’єднань: легку, середню і важку (табл. Д32).

Легка серія рекомендується для нерухомих з’єднань, серед­ня – для рухомих, важка – для передачі великих обертових моментів.

Шліцьові евольвентні з’єднання характеризуються числом зубців, мо­дулем і зовнішнім діаметром. При однаковому зовнішньому діа­ме­трі вала можна вибрати різне число зубців при відповідному модулі (табл. Д33).

По внутрішньому (розрахунковому) діаметрі вала підбирають шлі­цьо­ве з’єднання і перевіряють на міцність за напруженнями зминання на боко­вій поверхні зубця (див. табл. Д32, Д33).

Рис. 18.2. Розрахункова схема шліцьових з’єднань

Розрахунок прямобічних шліцьових з’єднань виконують за форму­лою:

,

де d_ср – середній діаметр шліців, ;

А_зм – площа поверхні зминання, ; l – довжина ма­то­чи­ни колеса; z – число шліців.

Остаточно для прямобічних шліцьових з’єднань:

.

Розрахунок евольвентних шліцьових з’єднань виконують за фор­му­лою

,

де d – діаметр ділильного кола, ;

– площа поверхні зминання, ; m – модуль зубців ево­львентних шліців.

У наведених формулах приймається, що навантаження розподілене на бічній поверхні рівномірно.

При розрахунку шліцьових з’єднань зазвичай враховують не­рів­но­мір­­ність розподілу навантаження по зубцях коефіцієнтом К = 0,7...0,8.

Допустимі напруження зминання для нерухомих з’єднань = 30...70 МПа, для рухомих з’єднань із загартованими поверх­ня­ми = 5...15 МПа.

Тема: Шпонкові та шліцьові (зубчасті) з’єднання

1. За рахунок чого передається обертовий момент з’єднання із зо­бра­женими шпонками: а) стискання матеріалу; б) зминання бокових граней; в) тертя між по­вер­хнями шпонки та вала; г) міцності шпонки на згин.

2. Для передачі обертового моменту підібрана шпонка 12х8х63. Роз­­шифрувати наведене позначення: де b – ширина перерізу; h – ви­сота перерізу; l – довжина шпонки: а) h=8 мм, l=12 мм, b=63 мм; б) h=63 мм, lР=12 мм, b=8 мм; в) h=8 мм, l=63 мм, b=12 мм; г) h=8 мм, l=l-b=63 мм, b=12 мм.

3. Яка основна перевага шліцьових з’єднань в порівнянні зі шпон­ковими: а) більша площа несучих поверхонь; б) простота складання з’єднан­ня; в) технологічність; г) менша маса.

4. Вибрати формулу для перевірного розрахунку з’єднання при­зма­тичною стандартною шпонкою: а) ; б) ; в) ; г) .

5. За яким параметром підбирають шпонкове та шліцьове з’є­д­нан­ня: а) обертовому моменту на валу; б) обертовому моменту та діаметру ва­ла; в) діаметру вала та довжині маточини; г) діаметру вала.

6. Яка шпонка використана в даному з’єднанні: а) призматична; б) сегментна; в) клинова без головки; г) клинова з го­ловкою.

7. Яке з’єднання наведене на рисунку: а) шліцьове заокругленими з центруванням по зовнішньому діа­ме­тру; б) шліцьове заокругленими з центруванням по внутрішньому діа­метру; в) шліцьове заокругленими з центруванням по внутріш­ньо­му діаметру; г) шліцьове евольвентне.

8. Вибрати формулу для перевірного розрахунку наведеного з’є­д­нан­ня: а) ; б) ; в) ; г) .

9. Визначити основні параметри шліцьового з’єднання 8×62×68: а) 68 – внутрішній діаметр, 8 – число зубців; б) 62 – внутрішній діа­метр, 68 – зовнішній діаметр, 8 – число зубців; в) 62 – зовнішній діа­метр, 6 – число зубців; г) 6 – висота зубця, 8 – число зубців, 62 – вну­трішній діаметр.

10. Яка шпонка використана в даному з’єднанні: а) призматична з кріпленням на валу; б) призматична; в) сегментна; г) клинова.

11. Яке з’єднання наведено на рисунку: а) шліцьове прямобічне з центруванням по d; б) шліцьове зао­кру­гле­ними з центруванням по D; в) шліцьове евольвентне; г) шліцьо­ве пря­мо­бічне з центруванням по b.

12. За якими напруженнями виконують перевірний розрахунок стан­дартних шліцьових з’єднань: а) згину; б) стиску; в) зсуву; г) зминання.

13. Вибрати формулу для перевірного розрахунку шліцьового з’є­днання: а) ; б) ; в) ; г) .

14. Яка шпонка використана в даному з’єднанні: а) призматична; б) призматична ковзання; в) клинова; г) сегментна.

15. За якими параметрами підбирають шліцьове з’єднання: а) обертовому моменту; б) розрахунковому діаметру вала та довжині ма­точини; в) обертовому моменту та діаметру вала; г) довжині ма­то­чи­ни та розрахунковому моменту.

16. В яких випадках використовують клинові шпонки: а) для підвищення точності складання; б) щоб не викликати змі­щен­ня маточини; в) щоб менше ослабити переріз вала; г) при низькій то­чно­сті деталей в одиничному виробництві.

17. В якому випадку використовується наведена шпонка: а) при підвищених навантаженнях; б) при великих ударних наван­та­жен­­нях; в) в рухомих з’єднаннях; г) при низькій точності деталей.

18. Як визначаються розміри стандартних шпонок та шліцьових з’є­днань з розрахунку на: а) розтяг; б) зріз; в) кручення; г) стиск.

19. Вказати основні геометричні параметри евольвентного шлі­цьо­вого з’єднання: а) число зубців; б) модуль та число зубців; в) зовнішній діаметр, мо­дуль та число зубців; г) зовнішній і внутрішній діаметри, число зу­б­ців.

20. Вибрати формулу для розрахунку наведеного нижче з’є­днан­ня: а) ; б) ; в) ; г) .

21. Перевірити міцність шліцьового з’єднання 8×46×50, підібра­но­го для валу діаметром 45 мм, який передає обертовий момент 1345 Нм, якщо: допустиме навантаження розподілене по робочій по­верхні зубця рівномірно; допустиме нормальне напруження 70 МПа; довжина маточини 65 мм: а) ; б) ; в) ; г) .

22. Для вала діаметром 55 мм підібрана шпонка перерізом 16×10. Ви­значити необхідну довжину шпонки, якщо: момент 700 Нм; до­пу­стиме напруження для матеріалу 120 МПа; глибина паза на ва­лу t=6 мм: а) 53 мм; б) 70 мм; в) 56 мм; г) 80 мм.

23. Для вала діаметром 36 мм підібрана шпонка 10×8×45 зі скру­гле­ними сторонами. Перевірити міцність шпонкового з’єднання, як­що: обертовий момент 230 Нм; допустиме напруження для ма­­те­­ріалу 110 МПа; глибина паза на валу t=5 мм: а) ; б) ; в) ; г) .

24. Для вала діаметром 70 мм підібрана призматична шпонка з пло­скими кінцями 20×12×70. Перевірити міцність шпонкового з’є­днання, якщо: обертовий момент 1512 Нм; допустиме нор­маль­не напруження для матеріалу 120 МПа; глибина паза на ва­лу t=7,5 мм: а) ; б) ; в) ; г) .

25. Для вала діаметром 32 мм підібрані розміри перерізу шпонки 10×8. Визначити необхідне число шпонок для передачі моменту 480 Нм, якщо: довжина маточини колеса 45 мм; глибина паза на валу t=5 мм; допустиме нормальне напруження для матеріалу 100 МПа; рекомендована довжина l=5 мм: а) одна; б) дві; в) три; г) чотири.

Розділ 19

НЕРОЗ’ЄМНІ З’ЄДНАННЯ.

ЗАКЛЕПКОВІ З’ЄДНАННЯ

Знати основні типи заклепкових з’єднань, переваги і недоліки за­клеп­кових з’єднань порівняно із зварними.

Уміти розраховувати заклепковий шов на міцність.

Нероз’ємним з’єднанням є з’єднання, яке не розбирається без руйну­ван­ня або пошкодження.

Заклепкові (клепані) з’єднання відносяться до нероз’ємних з’єд­нань. Заклепкові з’єднання складаються з листів, з’єднаних за допо­мо­гою заклепок, вставлених в отвори в деталях і, осаджуючи висту­паю­чий кінець стрижня, утворюють другу – замикаючу головку. З’єднан­ня утво­рю­ють­ся розклепуванням стрижня і формується замикаючою го­ловкою. При розклепуванні стрижень заклепки осідає і повністю за­пов­нює отвір.

За призначенням заклепкові з’єднання поділяють на міцні (для сприй­няття зовнішніх навантажень) і міцно-щільні, які також забез­пе­чу­ють герметичність з’єднання.

Оцінка заклепкових з’єднань

Переваги заклепкових з’єднань:

• добре працюють в конструкціях, які піддаються вібраціям та пов­торним динамічним навантаженням, де зварні з’єднання недо­статньо надійні;

• застосовують для з’єднання матеріалів, які не піддаються зва­рю­ван­ню або важко зварювані та не допускають нагрівання при зва­рю­ванні, які коробляться або міняють механічні характеристики.

Недоліки заклепкових з’єднань:

• підвищена металоємність;

• трудомісткість виготовлення;

• невисока технологічність.

Висока металоємність пов’язана з послабленням перерізу листів от­во­рами, необхідністю збільшення товщини листів і з великою вагою за­клепок, складовою до 5 % ваги конструкції.

Трудомісткість пов’язана з великим числом підготовчих опера­цій, а процес клепання є складнішим за зварювання.

Матеріали і конструкції заклепок

Матеріал заклепок залежить від матеріалів з’єднувальних деталей. При з’єднанні деталей із легких сплавів використовують заклепки із алю­­мінієвих сплавів.

Інколи, щоб уникнути утворення гальванічних пар алюмінієві за­кле­пки покривають антикорозійним покриттям.

Деталі зі сталей з’єднують сталевими заклепками відповідних ма­рок (див. табл. Д 34).

Конструкції заклепок різноманітні. Найчастіше застосовують су­ціль­ні стрижневі заклепки з напівкруглою головкою; в авіаційній те­хні­ці і в місцях, де потрібна обтікаємість, використовують заклепки з по­таєм­ною і напівпотаємною голівками. З’єднання із м’ягких матеріалів ви­ко­ну­ють з порожнистими заклепками. Заклепки з широкою голов­кою за­сто­совують для з’єднання тонких листових матеріалів (рис. 19.1).

Класифікація заклепкових з’єднань

Розрізняють напусткові заклепкові з’єднання, з’єднання з од­нією і дво­ма накладками. Використовуються однорядні, дворядні і ба­га­­торя­дні з’єднання.

Заклепки можуть встановлюватися в шаховому по­рядку для збіль­шен­ня міцності і полегшення їхньої установки.

Рис. 19.1. Основні типи заклепок: а – з напівкруглою головкою;

б – з потаємною головкою; в – з напівпотаємною головкою; г – по­ро­жни­ста; д – з широкою головкою; е – з плоскою головкою

Збільшення рядів більше трьох незначно підвищує міцність, тому ба­гаторядні шви застосовують рідко. Види заклепкових з’єднань на­ве­де­ні на рис. 19.2.

179

Розрахунок на міцність елементів заклепкового шва

На основні розміри заклепкових з’єднань розроблені норми, гео­ме­три­чні розміри заклепок стандартизовані.

Діаметр заклепки призначають за рекомендацією , де h – тов­щина з’єднувальних листів і уточнюють зі стандартом.

Відстань між рядами заклепок ; відстань від центру край­ньої заклепки до краю листа (див. табл. ДЗ4).

Зазвичай заклепкове з’єднання навантажене повздовжніми силами, які прагнуть зрушити деталі, які з’єднуються. Розрахунок заклепок зво­диться в цьому випадку до розрахунку на зріз. При централь­но дію­чій силі вважають, що зовнішня сила розподіляється між заклеп­ка­ми з’єднання рівномірно. Тертя в стику не враховують.

1. Розрахунок однозрізного з’єднання (рис. 19.3). Навантаження на од­ну за­клепку:

,

де F – навантаження на з’єднання; z – число заклепок.

Рис. 19.3. Схема однозрізного заклепкового з’єднання

Умова міцності на зріз (зсув):

,

де d_З – діаметр заклепки; – допустиме напруження зрізу, ; – тимчасовий опір матеріалу.

Необхідне число заклепок із розрахунку на зріз:

.

2. Розрахунок двохзрізного з’єднання (рис. 19.4). Площа зрізу за­кле­пки:

.

Умова міцності на зріз:

,

де і – число площ зрізу.

Необхідне число заклепок з однієї сторони від стику:

.

Рис. 19.4. Схема двозрізного заклепкового з’єднання

3. Розрахунок заклепок і листів на зминання (див. рис.19.3). Площа зми­нання:

,

де δ_min – мінімальна товщина листа (товщина самого тонкого листа).

Умова міцності на зминання:

,

де – допустиме напруження зминання; ; σ_В – тимчасовий опір матеріалу деталі.

Необхідне число заклепок із розрахунку на зминання з’єдню­валь­них де­талей:

.

4. Розрахунок з’єднювальних листів на розтяг. Розрахунок про­во­дить­ся в перерізі І–І, ослабленому отворами під заклепки (див. мал. 19.3).

Умова міцності:

,

де δ – менша із товщин листів; b – ширина листа; z’ – число заклепок в ряді.

При розрахунках використано табл. ДЗ4, там же наведені ре­ко­мен­да­ції щодо визначення крока заклепок t і відстань від за­клепки до краю ли­ста е.

Розділ 20

З ВАРНІ З’ЄДНАННЯ

Мати уяву про види зварювання та зварних з’єднань, їх переваги і не­доліки.

Знати основні типи зварних з’єднань і зварних швів; розрахунок на мі­цність при осьовому навантаженні деталей, які з’єднюються.

Уміти проводити перевірні розрахунки зварних з’єднань.

Зварюванням називають процес утворення нероз’ємних з’єднань за ра­хунок атомно-молекулярних зв’язків між елементарними час­тинками спря­жених деталей.

Останнім часом розроблені технології зварювання металів і їх спла­вів в однорідних і різнорідних поєднаннях, а також неметалевих мате­ріа­лів між собою і з металами.

У залежності від методу отримання з’єднань зварювання по­ді­ля­ють на зварювання плавленням і зварювання тиском. При зварюванні пла­вленням деталі з’єднюють за допомогою місцевого розплавлення еле­ментів з’єднувальних частин. Розплавляється лише основний ме­тал виробу по кромках або основний і додатковий метал (електрод і при­садковий ма­теріал).

Розрізняють електричне і хімічне (газове) зварювання плавленням. Ча­стіше застосовується електрозварювання плавленням.

При зварюванні тиском поверхні деталей зазнають сумісну пру­жньо-пластичну деформацію, поверхні вирів­нюються, руйнується по­вер­хневий шар. Атоми поверхонь зближаються на відстань активної взає­модії, і утворюється металевий зв’язок. Застосовується попереднє на­грівання поверхонь до пластичного стану.

Найбільшого поширення набуло електроконтактне зварювання. Зва­рювання тиском застосовується при масовому і серійному виро­бни­цтві в заводських умовах.

Оцінка зварних з’єднань

Переваги зварних з’єднань:

• можливість механізації і автоматизації процесу зварювання;

• висока якість зварних з’єднань і раціональне використання ме­та­ла зробили зварювання економічно вигідним про­цесом;

• економія металу досягається відсутністю отворів, перерізів, які по­слаблюють з’єднання листів, меншої ваги з’єднювальних еле­мен­тів. Економія металу порівняно із заклепковими з’єднаннями скла­дає 10...20 %;

• порівняно із заклепковими з’єднаннями трудомісткість з’єднан­ня нижча, а продуктивність вища.

Застосування зварювання замість литва і обробки різанням також при­­зводить до економії металу. Особливо вигідне зварювання при оди­ничному і дрібносерійному виробництві.

Недоліки зварних з’єднань:

• термічні деформації в зоні шва і близькошовній зоні можуть при­зводити до тріщин і зниження міцності;

• характерна форма швів призводить до концентрації напружень;

• механічна, хімічна, фізична і структурна неоднорід­ність шва;

• короблення металу.

У цілому зварні конструкції витіснили заклепкові із машино­бу­ду­ван­ня, за винятком деяких спеціальних випадків.

Види зварних з’єднань і зварних швів

Залежно від взаємного розташування зварюваних елементів розрі­зня­ють наступні зварні з’єднання (табл. Д36):

• стикове;

• кутове;

• таврове;

• напусткове.

З’єднання, зображені на рис. 20.1, виконують електродуго­вим і га­зо­вим зварюванням згідно стандартів. Розрізняють наступні види звар­них швів: стиковий, кутовий, точковий, з проплавленими швами.

Стикові шви використовують, в основному, в стикових з’єднаннях, бу­вають випадки застосування в кутових, таврових і напусткових з’є­днан­нях. Стикові шви можуть бути односторонніми, двосторонніми, без скосу і зі скосом кромок різних конструкцій. Конструкція стико­во­го шва залежить від товщини зварюваних деталей.

Кутові шви використовують в таврових, кутових і напусткових з’є­д­нан­нях. Основний геометричний параметр кутового шва – катет. Ку­то­ві шви виконують з повним і частковим проплавленням, вони бувають су­цільні і преривчасті, односторонні і двосторонні.

Точкові шви застосовують зазвичай лише в напусткових з’єднаннях.

Рис. 20.2. Форми перерізу кутових швів: а – нормальний; б – уві­гну­тий;

в – опуклий; г – спеціальний покращений

Розрахунки зварних швів при статичних навантаженнях

1. Розрахунок стикових з’єднань при осьовому навантаженні. Вва­жаємо, що напруження розподілені в перерізі рівномірно. Роз­ра­хунок проводять на розтяг або стиск. Підвищення шва в розрахунку не враховується.

Товщина шва прирівнюється до товщини деталі (рис. 20.3).

Рис. 20.3. Стикове з’єднання

Умова міцності зварного шва:

,

де ’ – допустиме напруження розтягу для шва; А’ – розрахункова площа зварного шва; δ – товщина листа; l_ш – довжина зварного шва.

2. Розрахунок зварного з’єднання кутовими швами. Руйнування ку­тових швів відбувається по найменшому перерізу трикутника шва – по площині, що проходить через бісектрису прямого кута. Ка­тет шва k, як правило, вибирають рівним товщині зварювальних ли­­стів (рис. 20.4): k = δ.

Рис. 20.4. З’єднання внапусток

Умова міцності на зсув:

,

де Q – поперечна сила, ; – розрахункова площа зварного шва на зсув.

Формула підходить для лобових і флангових швів (рис. 20.5).

Допустимі напруження для метала швів вибираються в залежності від типу зварювання і виду деформації в долях від допустимого на­пру­жен­ня розтягу основного металу. Дані для розрахунків наведені в табл. Д35.

Рис. 20.5 З’єднання внапусток: а – лобовими швами; б – фланговими швами; в – комбіноване

3. Умови міцності для зварних швів, зображені на рис. 20.5:

а) ;

б) ;

в) .

У розрахунках використовуємо дані таблиць Д28, Д29.

Тема: Заклепкові та зварні з’єднання

1. Як називається зображений заклепковий шов: а) однозрізий дворядний з однією накладкою, шаховий; б) двозрі­зий двохрядний встик з однією накладкою; в) двозрізний одно­ряд­ний встик, з двома накладками; г) однозрізний дворядний, напу­стко­вий, шаховий.

2. По якій формулі необхідно розрахувати на міцність заклепки в даному з’єднанні (див. рис. до питання 1): а) ; б) ; в) ; г) .

3. Як необхідно підготувати закраїни перед зварюванням встик ли­стів товщиною 10 мм: а) а; б) б; в) в; г) г.

4. Яку форму кутового шва необхідно вибрати для відповідного з’єднання внапусток, працюючого при змінних навантаженнях: а) а; б) б; в) в; г) г.

5. Яка основна перевага заклепкових з’єднань: а) простота конструкції; б) герметичність і щільність; в) надійна ро­бо­та при вібраціях і динамічних навантаженнях; г) невисока вар­тість.

6. Вибрати формулу для визначення числа заклепок із умови роз­рахунку їх на міцність: а) ; б) ; в) ; г) .

7. Як необхідно підготувати перед зварюванням кромки листів тов­щи­ною 25 мм при зварюванні в стик: а) а; б) б; в) в; г) г.

8. Вибрати формулу для розрахунку допустимого напруження для металу шва, якщо: шов працює на розтяг; зварювання ру­чне; електрод Е42А: а) ; б) 0,9 ; в) 0,6 ; г) 0,65 .

9. За якою формулою необхідно розрахувати заклепки на міц­ність в з’єднанні, якщо: z – число заклепок; i – число площ зрізу: а) ; б) ; в) ; г) .

10. Як називається заклепковий шов, зображений в питанні 9: а) однозрізний трьохрядний, внапустку, шаховий; б) двозрізний, дво­рядний встик з однією накладкою; в) двозрізний, однорядний встик, з двома накладками; г) двозрізний трьохрядний.

11. Вказати основний недолік кутових швів, які використову­ють­ся в наведених з’єднаннях: а) підвищена вартість виробу; б) збільшення ваги конструкції; в) ви­ни­кнення підвищеної концентрації напружень; г) ускладнення те­хно­логій зварювання.

12. Вибрати формулу для розрахунку допустимого напруження для металу шва, якщо: шов кутовий; зварювання автоматичне під флюсом; електрод Е50: а) 0,9 ; б) ; в) 0,6 ; г) 0,65 .

13. Вказати основний недолік заклепкових з’єднань: а) значні залишкові деформацій; б) невелика міцність при змінних на­вантаженнях; в) трудоємність та невисока технологічність; г) не­од­но­рідність механічних властивостей.

14. За якою формулою необхідно розрахувати заклепкові з’є­д­нан­ня на зріз у наведеній схемі: а) ; б) ; в) ; г) .

15. Де використовують заклепкові з’єднання: а) котлобудуванні; б) редукторобудуванні; в) фермах залізничних мо­стів; г) автомобілебудуванні.

16. Вказати основні недоліки зварних швів: а) трудомісткість виконання; б) низька технологічність; в) немо­жли­вість з’єднання різних матеріалів; г) неоднорідність структури вла­стивостей, залишкові напруження.

17. Серед наведених з’єднань вибрати з’єднання виконане сти­ко­вим швом: а) а; б) б; в) в; г) г.

18. Вибрати формулу для розрахунку площі перерізу наведеного з’єднання: а) ; б) ; в) ; г) .

19. Для зображеного з’єднання внапусток вибрати формулу для розрахунку площі шва: а) 2· ; б) ; в) ; г) .

20. З розрахунку на міцність зварного шва визначити допустиме на­вантаження на з’єднання, якщо: зварювання ручне; електрод Е50; допустиме напруження для металу 120 МПа; наванта­жен­ня стале: а) 330 кН; б) 233,28 кН; в) 259,2 кН; г) 155,5 кН.

21. З розрахунку на міцність зварного шва визначити ширину на­кладки, якщо: зовнішнє навантаження на з’єднання 35 кН; до­пустиме напруження для металу шва на розтяг 100 МПа; на зріз – 65 МПа: а) 154 мм; б) 77 мм; в) 108 мм; г) 54 мм.

22. Визначити необхідну довжину флангових швів для з’єднан­ня полоси довжиною 8 мм до косинця з розрахунку зварного з’єд­­нання на міцність, якщо допустиме напруження для металу шва 75 МПа: а) 162 мм; б) 81 мм; в) 58 мм; г) 114 мм.

23. Визначити допустиме навантаження для з’єднання, якщо: зва­рю­ван­ня ручне; електрод – Е50А; δ = k = 6 мм; b = 80 мм; допустиме на­пру­ження для основного металу =120 МПа: а) 115,2 кН; б) 48,38 кН; в) 24,19 кН; г) 34,56 кН.

24. Визначити допустиме навантаження для з’єднання листа з ко­син­цем з розрахунку заклепок, якщо допустиме напруження для ма­те­ріалу заклепок на зріз 50 МПа: а) 759,9 кН; б) 190 кН; в) 95 кН; г) 60,5 кН.

25. Визначити допустиме навантаження, якщо: зварювання авто­ма­ти­чне під шаром флюсу; допустимі напруження 160 МПа; l = 70 мм; b = 40 мм; l =5 мм: а) 93,6 кН; б) 50,96 кН; в) 65,5 кН; г) 130 кН.