Рекомендации по конструированию и способу повышения прочности сварных соединений

1.Мин-ое значение катета к=3мм

2.Размер катета не должен превышать толщины соединяемых деталей к≤δ

3.При конструировании сварных соединений следует отдавать предпочтение стыковым швам.

4.Особенность сварки деталей не симметричной формы

ℓ_Ф1 ℓ_Ф2 – длина фланговых швов

F=F₁+F₂; e=e₁+e₂

Из усл равновесия: Fe₂= F₁e; F₁=F (e₂/e); F₂=F (e₁/e);

F₁ => τ₁=F/0,7kℓ_Ф1≤ [τ]^{`</sup>; F<sub>2</sub> => τ<sub>2</sub>=F/0,7kℓ<sub>Ф2</sub>≤ [τ]<sup>`}

ℓ_Ф1≥ F₁/0,7k[τ]^{`</sup>; ℓ<sub>Ф2</sub>≥ F<sub>2</sub>/0,7k[τ]<sup>`}; ℓ_Ф1≥(e₂/e)* (F/0,7k[τ]^{`</sup> ); ℓ<sub>Ф2</sub>≥(e<sub>1</sub>/e)* (F/0,7k[τ]<sup>`} )

ℓ_Ф1= ℓ_Ф(e₂/e); ℓ_Ф2= ℓ_Ф(e₁/e); ℓ_Ф= F/0,7k[τ]^`; ℓ_Ф1/ ℓ_Ф2= e₂/e₁

5.В узлах линии действия сил должны проходить через одну точку, в противном случае помимо сил в узле появятся и моменты.

6.Длина фланговых швов не должна превышать 50-60 катетов.

В сварных соединений швы должны выполняться т о, чтобы выполнялось условие равнопрочности с основным металлом конструкции. При цикл-ой нагрузке происходит падение усталостной прочности из-за:

1)концентрации напряжений, связанной с геометр формой шва.

2)наличия дефектов в сварном шве (выгорают легирующие элементы, образуются мини пустоты мини трещины, непровары)

3)наличия остаточных напряж-ий в зоне сварного шва

4)линейной структуры шва.

Способы повышения усталостной прочности сварных соединений.

1.Наклеп (чеканка) сварного шва

2.Дополнительная мех обработка шва с целью снятия утолщений

3.Выполнение швов с соотношением катетов 1:2; 1:3

4.Ограничение длины фланговых швов

5.Выполнение тавровых соединений с разделкой кромок

Резьбовые соединения.

Резьбовые соединения имеют ряд существенных достоинств:

• высокая надёжность;

• удобство сборки-разборки;

• простота конструкции;

• дешевизна (вследствие стандартизации);

• технологичность;

• возможность регулировки силы сжатия.

Недостатки резьбовых соединений:

-концентрация напряжений во впадинах резьбы;

-низкая вибрационная стойкость (самоотвинчивание при вибрации).

Это серьёзные недостатки, однако, их можно свести к минимуму и, практически, полностью исключить. Это делается посредством правильного проектировочного расчёта и специальных мер стопорения, называемых на техническом языке "контровка".

Классификация резьбовых соединений

1.По направлению витков резьбы

1.1 с правой резьбой

1.2 с левой резьбой

2.По числу заходов резьбы

2.1 однозаходные (для крепежа)

2.2 многозаходные (ходовые)

3.По профилю резьбы

3.1 с треугол профилем

3.2 с прямоуг профилем

3.3 с трапециидальным профилем симметричным и несимметричным

3.4 трубная резьба

3.5 с круговым профилем

4.По шагу

4.1 с крупным шагом

4.2 с мелким шагом

5.По назначению

5.1 крепежные – для надежного прочного соед-ия дет-ей между собой

5.2 крепежно-уплотнительные – там, где требуется герметичность помимо прочности

5.3 ходовые – для преобразования вращ движения в поступательное

5.4 специальные резьбы

6.По форме пов-сти на которой нарезана резьба

6.1 цилиндрические

6.2 конические (пробка для слива масла из редуктора)

Основные типы крепежных соединений.

Болт – длинный цилиндр с головкой и наружной резьбой. Проходит сквозь соединяемые детали и затягивается гайкой (а) – деталью с резьбовым отверстием. Винт – внешне не отличается от болта, но завинчивается в резьбу одной из соединяемых деталей (б). Шпилька – винт без головки с резьбой на

обоих концах (в).

Область применения болтовых соединений

1)Область для соед-ия дет-ей небольш толщины

2)При частой сборке и разборке соед-ия

3)Для соед-ия дет-ей, материал которых не обеспечивает достаточную прочность резьбы

Область применения винтовых соединений

1)При знач толщине одной из соединяемых дет-ей

2)При отсутствии места под гайку

3)При жестких требованиях к массе и внеш виду изделия

Область применения шпилечных соединений

Такая же как у винтовых + елси требуется чистая сборка, разбока соед-ий

Глубина завинчивания витков и шпилек в деталь

В стальную: 1d÷1.25d

В чугунную: 1.25d÷1.6d

Из легких сплавов: 2d÷2.5d

Самоторможение резьбы

Рассмотрим процесс отвинчивания, затянутого болтового соединения, при этом развернем один виток резьбы болта также по среднему диаметру.

М_отв=М_т+М_р=М_р=F_t*(d₂/2); М_т<< М_р; F_t= F_зат*t_p(φ-ψ); М_отв= F_зат*(d₂/2) _*t_p(φ-ψ)

Условием самоторможения в резьбе будет нер-во М_отв>0 => t_p(φ-ψ)>0; φ>ψ

Если М_отв≤0; φ≤ψ; то наблюдается самопроизвол отвинчивание. Обычно усл самоторможения в крепеж резьбах выполняется ( φ=6-14⁰; ψ=2⁰30`), однако при вибрации коэф трения снижается более чем в 2 раза, что приводит к уменьшению φ и нарушению нер-ва, тогда гайка будет самопроизвол отвинчиваться, что недопустимо.

Меры против самоотвинчивания

Способы старения резьбовых соединений

1.Увеличение сил трения между крепежными деталями (контр гайка, пружин, шайб и т.д.)

2.Замыкание крепежных деталей на корпус или между собой (штифтование, шпилефование)

3.За счет жесткого соединения деталей между собой

КПД винтовой пары: η=A_пол/А_зач= (F_зат*Р)/(F_t*πd²)=tgψ/tg(φ+ψ) – без учета трения на торце гайки = (tgψ/ tg(φ+ψ))+f(d_cp/d_x)

Распределение внешней нагрузки по виткам резьбы

При затяжке резьбового соед-ия болт и гайки испытывают разноименные деформации (болт растянут, гайка сжата, это и явл основной причиной неравномерного распределения нагрузки винтовой резьбы 1-55%)

Меры по уменьшению неравномерности распределения нагрузки.

1.Создание одноименных деформаций в гайке и болте (винт-стяжка, висячая гайка)

2.Увеличение податливости резьбы

2.1 за счет среды резьбы гайки

2.2 применения гаек с пониженным модулем упругости

2.3 корректировки профиля резьбы болта

2.4 введения кольцевых канавок в месте завинчивания винтов и шпилек

3.Коррекция шага резьбы в болтах.

Распределение внешней осевой нагрузки в предварительно затянутом резьбовом соединении.

z – число болтов по периметру фланца крышки и корпуса

h₁- толщина фланца крышки

h₂- толщина прокладки

h₃- толщина фланца корпуса

∆δ_зат – деформация растяжения болта после затяжки болтового соединения

∆g_зат – деформация деталей (фланцев) после затяжки болтового соединения

Р – давление жидкости (газа) в резервуаре

F_z – внеш сила, действующая на крышку резервуара со стороны жи-сти

F= F_z/z – внеш отрывающее усилие приходящееся на одно болтовое соед-ие

F -> болт χF – часть внеш нагрузки идущей на растяжение болта

F -> дет (1- χF) – часть внеш отрывающей нагрузки приходящейся на деталь

χ<1 – коэф внеш нагрузки

∆δF – деформация болта от действия внеш отрывающей нагрузки

∆gF - деформация деталей (фланцев) под действия внеш отрывающей нагрузки

∆δF=∆gF

F_ст – усилие в стыке (усилие прикосновения фланцев друг к другу после приложения усилия внеш нагрузки)

F_ст= F_зат-(1χ)F

F_б= F_зат+1χF; F_б – результирующее растягивающее усилие в теле болта

F_ст>0 т к в противном случае произойдет раскрытие стыка, что недопустимо

F_зат>(1- χ)F ; F_зат= к(1- χ)F – потребная сила затяжки болтового соединения из усл нераскрытия стыка

к>1 – коэф запаса (надежности)

χF ->∆δк = λ_δ(χF); (1- χ)F -> ∆gF=λ_g(1- χ)F; λ= λ_g/ (λ_δ+ λ_g)

λ_δ – податливость болта (параметр обратный жесткости)

λ_g – податливость детали (фланца)

λ_δ=ℓ_δ/ЕА_δ; ℓ_δ – длина болта; Е – модуль упругости 1го рода; А_δ – площадь поп сечения болта

tgα=1/λ_δ; tgβ=1/λ_g ; λ_g=h_g/EA_g; h_g –толщина детали; A_g – площадь поп сеч детали

При рациональном проектировании резьб соединение следует стремиться к увеличению

податливости болта и уменьшению податливости фланцев.

Обычно болтовое соед-ие представляет собой совокупность деталей (соед-мые детали, пружины, шайбы и т.д.). в этом случае все детали делятся на 2 группы:

1.Детали системы болта – которые увеличивают свою деформацию при приложении внеш нагрузки.

2.Детали системы корпуса – которые уменьшают свою деформацию при приложении внеш нагрузки.

λ_δi – податливость детали системы болта

i=1÷n; λ_∑δ=∑λ_δi – суммарная податливость системы болта

λ_gj - податливость детали сист корпуса

j=1÷m; λ_∑g=∑λ_gj - суммарная податливость системы корпуса

χ=λ_zg/ (λ_∑δ+ λ_∑g)