Подбор и расчет муфт

Основной характеристикой муфт является передаваемый вращающий момент Т. Муфты подбирают по ГОСТу или ведомственным нормалям по большему диаметру концов соединяемых валов и, расчетному моменту

T_расч=KT

где К — коэффициент режима работы муфты. Для приводов от электродвигателя принимают:  при спокойной нагрузке К== 1,15. ..1,4,  при переменной нагрузке К ==1,5.. .2,  при ударной нагрузке К=2,5...3. Муфты каждого размера выполняют для некоторого диапазона диаметров валов, которые могут быть различными при одном и том же вращающем моменте вследствие разных материалов и различных изгибающих моментов. Наиболее слабые звенья выбранной муфты проверяют расчетом на прочность по расчетному моменту Т_расч.

21. Пружины. Конструкция, материалы.

Назначение, конструкция и материалы пружин.

Пружины благодаря своим упругим свойствам получили широкое применение в различных машинах и приборах. Они предназначены для

• создания достоянной силы нажатия и натяжения между деталями машин или прибора (во фрикционных передачах, муфтах, тормозах и т. п.);

• виброизоляции и амортизации ударов (амортизаторы, буферы, рессоры и т. п.);

• аккумулирования энергии с последующим использованием пружины как двигателя (часовые и прочие пружины);

• измерения сил (в динамометрах и других измерительных приборах).

По конструкции различают, пружины:

• винтовые — цилиндрические одножильные, многожильные и составные, конические и фасонные;

• тарельчатые;

• плоские спиральные;

• листовые рессоры.

Винтовые пружины изготовляют из проволоки в большинстве случаев круглого, а иногда прямоугольного сечения. Материал проволоки для пружин — стали (ГОСТ 14959-69): высокоуглеродистые 65, 70, 75, марганцовистые 65Г, 55ГС, кремнистые 55С2, 60С2, 60С2А, 70СЗА, хромомарганцовистая 50ХГ, хромованадиевая 50ХФА, кремневольфрамистая 65С2ВА и кремнийникелевая 60С2Н2А. Для пружин, работающих в химически активной среде, применяют проволоку из бронз БрКМцЗ-1, БрОЦ4-3 и др.

Рис. 1

Винтовые цилиндрические одножильные пружины (рис. 1) широко применяют в общем машиностроении, так как они просты по конструкции и удобны при установке их на рабочее место. Чаще других применяют пружины из проволоки круглого сечения, так как напряжения и деформации в них распределяются более равномерно и стоимость их по сравнению с другими пружинами наименьшая. Пружины из проволоки квадратного или прямоугольного сечения применяют лишь при больших сжимающих нагрузках. Назначение винтовых цилиндрических пружин различное. Винтовые многожильные (рис. 2, а) и составные (концентрические) пружины (рис. 2, б) применяют при больших нагрузках в целях уменьшения габаритных размеров, а винтовые конические (рис. 2, в) и фасонные — при необходимости иметь переменную жесткость. Тарельчатые пружины (рис. 2, г) составляют из конусных дисков (тарелок). Применяют при больших нагрузках и относительно малых габаритных размерах, например в качестве буферов в различных амортизаторах. Тарельчатое пружины нормализованы ГОСТ 3057—79. Материал пружин — кремнистая сталь 60С2А. Плоские спиральные пружины (рис. 2, д) изготовляют из тонкой высококачественной углеродистой стальной ленты. Применяют в качестве заводных для аккумулирования энергии завода, которая используется в часовых механизмах, автоматическом оружии и т. д. Листовые рессоры (рис. 2, е) для повышения демпфирующей способности составляют из стальных листов различной длины. Применяют для упругой подвески автомобилей, железнодорожных вагонов и других транспортных средств. Рессоры изготовляют из кремнистой стали 60С2 и 60С2А.

Рис. 2

Так как в общем машиностроении наиболее распространены винтовые цилиндрические пружины из проволоки круглого сечения, то подробно рассмотрим только эти пружины. В зависимости от вида воспринимаемой нагрузки различают винтовые цилиндрические пружины сжатия (см. рис. 1, а), растяжения (см. рис. 1, б) и кручения (см. рис. 1, в). Пружины сжатия навивают с просветом между витками (см. рис. 1, а). Для улучшения работы крайние витки пружины поджимают к соседним виткам и сошлифовывают. Пружины растяжения навивают без просвета между витками с предварительным натяжением, равным ¼...⅓ от предельной нагрузки. Для соединения с соответствующими деталями машин на концах этих пружин предусматривают прицепы в виде изогнутых витков (см. рис. 1, б) или отдельных деталей требуемой формы, соединяемых с концами пружин. Пружины кручения навивают с просветом между витками, на концах они имеют прицепы (см. рис. 1, в) для соединения с соответствующими деталями машин. Форма прицепов определяется назначением пружины. Разновидности по классам и разрядам винтовых цилиндрических пружин сжатия и растяжения из стали круглого сечения, а также основные параметры и методика определения размеров этих пружин нормализованы ГОСТ 13764-68...13776-68.

22. Сварные соединения. Виды сварных соединений. Типы сварных швов. Расчёт сварных швов.

Типы сварных швов и их характеристика

По конструктивным признакам (по взаимному расположению соединяемых элементов) сварные соединения разделяют на:

• стыковые - свариваемые элементы примыкают торцовыми поверхностями и являются продолжением один другого, область применения таких соединений расширяется;

• нахлесточные - боковые поверхности соединяемых элементов частично перекрывают друг друга;

• тавровые - торец одного элемента примыкает под углом (обычно 90°) и приварен к боковой поверхности другого элемента;

• угловые - соединяемые элементы приваривают по кромкам один к другому. В силовых конструкциях угловые швы почти не применяют и на прочность не рассчитывают.

• торцовые - соединяемые элементы соединяют боковыми поверхностями и сваривают с торца. Этот вид соединений на прочность, как правило, не рассчитывают.

На рисунке 1 приведены примеры перечисленных выше типов сварных швов.

В зависимости от типа сварного шва различают сварные соединения:

• со стыковыми швами (в стыковых и тавровых соединениях);

• с угловыми швами (в нахлесточных, тавровых, угловых и торцовых соединениях).

Исходное условие проектирования сварного соединения - обеспечение равнопрочности сварного шва и соединяемых элементов.  Условие равнопрочности, например, для сварного нахлесточного соединения сводится к тому, что расчет параметров сварного шва следует выполнять по силе [F], определяемой по прочности элемента с наименьшим поперечным сечением:

[F] = δ×b×[σ]_р,

где:   δ - толщина свариваемой детали; b - ширина свариваемой детали; [σ]_р – допускаемое напряжение растяжения.

Сварные швы разделяют на рабочие и связующие. На прочность рассчитывают только рабочие швы, которые непосредственно передают рабочую нагрузку между соединяемыми элементами.  Связующие швы испытывают напряжения только от совместной деформации с основным металлом. Они мало нагружены и на прочность их не рассчитывают.

Сварные стыковые соединения

Стыковым соединением называется сварное соединение двух элементов, примыкающих друг к другу торцевыми поверхностями и размещенных на одной поверхности или в одной плоскости.

Стандартом ГОСТ 5264-80 предусмотрено 32 типа стыковых соединений, условно обозначенных С1, С2, ... С28 и т.д., имеющих различную подготовку кромок в зависимости от толщины, расположения свариваемых элементов, технологии сварки и наличия оборудования для обработки кромок.

Стыковые соединения являются наиболее простыми и надежными из всех сварных соединений. Их рекомендуют в конструкциях, подверженных воздействию переменных напряжений.  Встык можно сваривать листы, полосы, трубы, швеллеры, уголки и другие фасонные профили.  Если стыковое соединение образуют два металлических листа, то их сближают до соприкосновения по торцам и сваривают.

Выступ стыкового шва над основным металлом является концентратором напряжений. Поэтому в ответственных соединениях его удаляют механическим способом.

При автоматической сварке в зависимости от толщины δ деталей сварку выполняют односторонним (рис. 1, б, в, г)или двусторонним (рис. 1,а) швами.  При толщинах δ до 15мм сварку выполняют без специальной подготовки кромок. При большей толщине листов предварительно выполняют специальную подготовку кромок.

При ручной сварке без подготовки кромок сваривают листы толщиной до 8мм. Шов накладывают с одной стороны (при δ ≤ 3 мм) или с двух сторон (3 < δ ≤ 8 мм).

В районе сварного шва из-за высокой местной температуры может произойти изменение физических, химических, структурных свойств основного металла и, как следствие, понижение его механических характеристик - появляется так называемая зона термического влияния. Поэтому разрушение сварного соединения происходит обычно в зоне влияния, т.е. вблизи сварного шва.

Расчет стыкового соединения выполняют по размерам сечения детали в зоне термического влияния.  Условие прочности при нагружении растягивающей силой F соединения в виде полосы:

σ_р = F/(δ×b) ≤ [σ]’_р

Допускаемые напряжения для расчета сварных соединений принимают по механическим характеристикам материала в зоне влияния сварного шва и отмечают штрихом [σ]'_р в отличие от допускаемых напряжений основного металла [σ]_р.

В стыковом соединении, нагруженном изгибающим моментом М, вычисляют напряжения σ_и изгиба:

σ_и = М/W ≤ [σ]’_p

W = δb²/6

Как уже указывалось выше, стыковое соединение может быть выполнено не только из листов или полос, но и из труб, уголков, швеллеров и других фасонных профилей. Во всех случаях сварная конструкция получается близкой к целой.

***



Сварные нахлёсточные соединения

Нахлесточным соединением называют сварное соединение, в котором сваренные угловыми швами элементы расположены параллельно и частично перекрывают друг друга.  Стандартом предусмотрено два таких соединения: Н1 и Н2, которые отличаются только тем, что в соединении H1 к поверхности элементов привариваются два торца, а в соединении H2 - только один торец.  Иногда применяют разновидности нахлесточного соединения: с накладкой и с точечными швами, соединяющими части элементов конструкции.

Сварное нахлесточное соединение выполняют фланговыми (рис. 2,а) или лобовыми (рис. 3) швами. При этом шов заполняет угол между боковой поверхностью одного элемента и кромкой другого. Такие швы называют угловыми.  Угловые швы выполняют однопроходными и многопроходными, без скоса кромок и со скосом кромок.

Основными характеристиками углового шва являются (рис. 2,б): k - катет (по аналогии со стороной прямоугольного треугольника), а - рабочая высота (определяет наименьшее сечение в плоскости, проходящей через биссектрису прямого угла, по которому происходит разрушение - срез).  Обычно для шва при ручной сварке а = 0,7k (высота прямоугольного треугольника с катетами k).  Автоматическую сварку характеризует более глубокий провар: а = k. Условия работы такого шва более благоприятные.  Не рекомендуется применять катет менее 3мм.

Фланговым называют шов, располагаемый параллельно, а лобовым – перпендикулярно линии действия внешней силы. Величина нахлестки l должна быть не менее 4δ,    где δ – толщина листа.

Вследствие различной жесткости соединяемых элементов касательные напряжения τ (напряжения среза) по длине флангового шва распределены неравномерно (рис. 2,а). Чем длиннее шов, тем больше неравномерность. Поэтому длину шва ограничивают:

30 мм < l ≤ 60k,

где:   k – катет сварного шва, мм, l - длина шва.

В швах длиной менее 30 мм не успевает установиться тепловой режим и получается некачественный шов. А при длинных швах существует высокая неравномерность в распределении напряжений.

Угловой шов при нагружении испытывает сложное напряженное состояние. Однако для простоты такой шов условно рассчитывают на срез под действием средних касательных напряжений τ.

Условие прочности флангового шва (рис. 2):

τ = F/(a×2l) ≤ [τ]’    (здесь 2 – число швов)

Во избежание возникновения повышенных изгибающих напряжений лобовые швы следует накладывать с двух сторон (рис. 3).  Как показывает практика, разрушение лобовых швов происходит вследствие их среза по биссектральной плоскости. Поэтому расчет лобовых швов условно ведут по напряжениям среза τ.  Поверхность разрушения определяют размеры а и b:

τ = F / (a×2b) ≤ [τ]’

Применяют также комбинированные швы, состоящие из фланговых и лобовых.  Для простоты считают, что сила F растяжения нагружает швы равномерно:

τ = F / (a×L) ≤ [τ]’

где:    L – периметр комбинированного шва:   L = 2l +b

Сварные угловые соединения

Угловым соединением называется сварное соединение двух элементов, размещенных под углом и сваренных в месте примыкания их краев (см. рис. 1, д, е, ж).  Стандартом предусмотрено десять типов угловых соединений: от У1 до У10.

Иногда при сварке применяют угловое соединение со стальной подкладкой, которая обеспечивает надежный провар элементов по всему сечению. При толщине металла 8...100 мм применяют двустороннюю разделку примыкающего элемента под углом примерно 45°.

Расчеты угловых сварных соединений на прочность проводятся редко, поскольку в силовых конструкциях их почти не применяют. Способы расчета такого соединения на прочность аналогичны способам расчетов для таврового соединения и зависит от типа шва.  Подробнее методика таких расчетов изложена ниже.

Сварные тавровые соединения

Тавровым соединением называется такое сварное соединение, в котором торец одного элемента примыкает под углом и присоединен к боковой поверхности другого элемента. Чаще всего тавровое соединение образуют элементы, расположенные во взаимно перпендикулярных плоскостях (рис. 1, з, и, к). Такое соединение может быть выполнено швами с глубоким проплавлением, получаемыми при автоматической сварке и при сварке с предварительной подготовкой кромок (стыковым швом), или угловыми швами при ручной сварке.  Стандартом предусмотрено несколько типов таких соединений: с Т1 по T9.

Метод расчета углового и таврового соединения зависит от типа шва.

Швы с глубоким проплавлением прочнее основного металла. При нагружении соединения силой F разрушение происходит по сечению детали в зоне термического влияния. Расчет проводят по нормальным напряжениям растяжения σ_р:

σ_р = F / (δ×b) ≤ [σ]’_р

Учет сварки проявляется в том, что принимают допускаемые напряжения для сварного шва, хотя расчет проводят по основному металлу.

Угловой шов менее прочен, чем основной металл. Поверхность разрушения расположена в биссектральной плоскости шва, как в лобовых и фланговых швах нахлесточных соединений.

Напряжения среза:

τ_р = F / (a×2b) ≤ [τ]’

Если соединение нагружено сжимающей силой, то часть силы передает основной металл и допускаемые напряжения можно повысить примерно на 60 %.

***

Характерные виды брака в сварных швах и соединениях

На рисунке 4 представлены наиболее часто встречающиеся виды брака при сварке изделий, которые могут значительно снизить прочность шва и конструкции в целом.

***

Сравнительная характеристика сварных швов

Из перечисленных сварных соединений наиболее надежными и экономичными являются стыковые соединения, в которых действующие нагрузки и усилия воспринимаются так же, как в целых элементах, не подвергавшихся сварке, т. е. они практически равноценны основному металлу, конечно, при соответствующем качестве сварочных работ. Однако надо иметь в виду, что обработка кромок стыковых соединений и их подгонка под сварку достаточно сложны, кроме того, применение их бывает ограничено особенностями формы конструкций.  Угловые и тавровые соединения также распространены в конструкциях. Их положительные свойства сказываются при изготовлении объемных конструкций.

Нахлесточные соединения наиболее просты в работе, так как не нуждаются в предварительной разделке кромок, и подготовка их к сварке проще, чем стыковых и угловых соединений. Вследствие этого, а также из-за конструктивной формы некоторых сооружений они получили распространение для соединения элементов небольшой толщины, но допускаются для элементов толщиной до 60 мм.  Недостатком нахлесточных соединений является их неэкономичность, вызванная перерасходом основного и наплавленного металла. Кроме того, из-за смещения линии действия усилий при переходе с одной детали на другую и возникновения концентрации напряжений снижается несущая способность таких соединений.

***

Кроме перечисленных сварных соединений и швов при ручной дуговой сварке применяют соединения под острыми и тупыми углами по ГОСТ 11534-75, но они встречаются значительно реже.  Для сварки в защитном газе, сварки алюминия, меди, других цветных металлов и их сплавов применяют сварные соединения и швы, предусмотренные отдельными стандартами. Например, форма подготовки кромок и швов конструкций трубопроводов предусмотрена ГОСТ 16037-80, в котором определены основные размеры швов для различных видов сварки.

23. Заклёпочные соединения. Виды заклёпок и заклёпочных швов. Расчёт на прочность заклёпочных соединений.

Характеристика клепаных соединений

Заклепочные (или клепаные) соединения относятся к неразборным соединениям, поскольку для его демонтажа требуется разрушить соединительные элементы – заклепки.

Получают клепаные соединения расклепыванием выступающих стержней заклепок, вставляемых в совмещенные отверстия соединяемых деталей. Отверстия под заклепки в деталях выполняют в сборе продавливанием или сверлением. При продавливании образуются мелкие трещины по периферии отверстия, которые могут быть причиной разрушения соединения во время работы. Продавливание отверстий применяют в малоответственных конструкциях и при толщине деталей не более 25 мм.

Сверление – процесс малопроизводительный и дорогой. Сверленые отверстия применяют в конструкциях, где требуется высокая надежность. При больших диаметрах отверстий практикуют продавливание с последующим рассверливанием.

Для повышения циклической прочности соединения отверстия под заклепки после сверления развертывают или прошивают, а по краям отверстий делают фаски.

Для облегчения ввода стержня заклепки диаметр отверстия d₀ в детали делают больше номинального диаметра dзаклепки. Так, например, для заклепки диаметром 6 мм отверстие в детали делают диаметром 6,5-6,7 мм, а для заклепки диаметром 10 мм отверстие выполняют диаметром 10,5-11 мм.

Заклепка в готовом виде имеет две головки – закладную, которую выполняют на заклепке заранее, и замыкающуюголовку, получаемую в процессе клепки во время сборки соединения. Для образования замыкающей головки конец стержня заклепки должен выходить из отверстия детали на длину l₀ = 1,5d₀.

Клепку – процесс образования замыкающей головки заклепки, производят на клепальных машинах (прессах) или пневматическими молотками.  В начале клепки происходит осадка стержня, зазор между заклепкой и стенками отверстия заполняется, после чего формируется замыкающая головка.  Клепку стальных заклепок диаметром до 10 мм, а также заклепок из цветных металлов производят холодным способом.

При горячем способе стальные заклепки нагревают до светло-красного каления. Этот способ обеспечивает более высокое качество клепаного соединения, так как при остывании заклепки укорачиваются и стягивают детали, создавая на стыке их поверхностей большие силы трения, препятствующие относительному сдвигу деталей при действии нагрузки.

Основные достоинства клепаных (заклепочных) соединений заключаются в их высокой надежности, удобству контроля качества и хорошей сопротивляемости вибрационным и ударным нагрузкам. При помощи заклепок можно соединять детали из несвариваемых материалов и металлов.  К недостаткам можно отнести сложность автоматизации процесса, образование концентраторов напряжений в соединении и относительно высокую стоимость. Низкая экономичность клепаных соединений имеет место из-за сложности технологического процесса (разметка, продавливание и сверление отверстий, нагрев заклепок, их закладка, клепка) и необходимости применения дорогостоящего оборудования (станки, прессы, нагреватели, клепальные машины). Кроме того, при необходимости применения усиливающих накладок увеличивается расход материала.

В связи с развитием сварки заклепочные (клепаные) соединения в большинстве областей вытеснены сварными соединениями.

***

Классификация клепаных (заклепочных) соединений

В зависимости от назначения клепаные соединения бывают:

• прочные (силовые), обеспечивающие основной критерий работоспособности – прочность. Применяют для деталей общего назначения, в металлоконструкциях, в самолетостроении;

• прочноплотные, обеспечивающие прочность и герметичность соединения. Применяют в различных резервуарах. В настоящее время этот вид соединений вытеснили сварные соединения.

В зависимости от взаимного расположения склепываемых деталей различают соединения внахлестку и встык, с одной или с двумя накладками.

В зависимости от числа рядов заклепок соединения бывают однорядными и многорядными. Для соединений встык число рядов учитывается по одну сторону стыка.

В зависимости от расположения заклепок в рядах различают соединения рядные и шахматные.

В зависимости от числа плоскостей среза одной заклепки различают односрезные и двухсрезные соединения.

***

Материал клепаных соединений и заклепок

Основными материалами склепываемых деталей являются низкоуглеродистые стали марок Ст0, Ст2, Ст3, цветные металлы и их сплавы.

К материалу заклепок предъявляются следующие требования:

• высокая пластичность для облегчения процесса клепки;

• одинаковый температурный коэффициент расширения с материалом склепываемых деталей во избежание дополнительных температурных напряжений в соединении при колебаниях температуры;

• однородность с материалом склепываемых деталей для предотвращения появления гальванических токов, сильно разрушающих соединения. Для стальных деталей применяют только стальные заклепки, для медных – медные, для алюминиевых – алюминиевые.

Заклепки изготавливают на высадочных автоматах из прутков стали или сплавов, аналогичных по составу материалу склепываемых деталей.  Наиболее часто для изготовления заклепок применяют стали марок Ст2, Ст3, 10, 15 и др. Из цветных металлов и сплавов часто используют Д18, В65 (алюминиевые), ВТ16, ОТ4 (титановые), М2 (медь), Л63 (латунь).

***



Допускаемые напряжения в клепаных соединениях

Допускаемые напряжения для материала заклепок и склепываемых деталей прочных и прочноплотных соединений принимают в соответствии с рекомендациями, основанными на опыте эксплуатации.

Так, для склепываемых деталей изготовленных из сталей Ст2 или Ст3 допускаемые напряжения на растяжение не должны превышать 140-160 МПа, а напряжения среза – не более 90-140 МПа.  Заклепки, выполненные из такого же материала допускают напряжения на срез – до 100 МПа, на смятие – 240-320 МПа.  Указанные напряжения для заклепок зависят от способа изготовления отверстия – для отверстий, изготовленных сверлением, допускаются большие напряжения.

При действии переменных нагрузок допускаемые напряжения уменьшаются на 10…25%, а при холодной клепке допускаемые напряжения для заклепок уменьшают на 30%.

***

Расчет на прочность клепаных (заклепочных) соединений

Расчет на прочность – основной критерий работоспособности прочных клепаных соединений – основан на следующих допущениях:

1. Силы трения на стыке деталей не учитывают, считая, что вся нагрузка передается только заклепками (наличие трения учитывают приближенно при выборе значений допускаемых напряжений).

2. Расчетный диаметр заклепки равен диаметру d₀ отверстия.

3. Нагрузка между заклепками распределяется равномерно.

Рассмотрим простейшее клепаное соединение – однорядное односрезное внахлестку (см. рис 1).

При нагружении соединения осевой силой F детали (листы) стремятся сдвинуться относительно друг друга.  В этом случае условия прочности элементов соединения имеют следующий вид:

а) на смятие поверхностей заклепок и стенок отверстий:

σ’_см = F / δd₀z ≤ [σ]’_см,

где: δ – наименьшая из толщин склепываемых деталей (мм); d₀– диаметр отверстия под заклепку (мм); z – число заклепок в соединении; σ’_см и [σ]’_см – расчетное и допускаемое напряжения на смятие (МПа) для менее прочного из материалов для деталей или заклепок.

б) на срез заклепок:

τ’_ср = 4F / izπd₀² ≤ [τ]’_ср,

где: i – число плоскостей среза одной заклепки, τ’_ср и [τ]’_ср – расчетное и допускаемое напряжение на срез (МПа) для материала заклепок.

в) на растяжение деталей (см. сечение I-I на рис. 1):

σ_р = N / δ(p – d₀)n ≤ [σ]_р,

где:  N – продольная сила, возникающая в том сечении, где определяется расчетное напряжение σ_р; р – шаг заклепок (мм);  n – число отверстий в сечении, в котором определяется σ_р;  σ_р и [σ]_р – расчетное и допускаемое напряжения на растяжение (МПа) для соединяемых деталей.

г) на срез края детали одновременно по двум сечениям II-II (см. рисунок 1).  Поскольку распределение напряжения на срез в указанных сечениях весьма сложно, для надежности расчета принимают, что срез может произойти по длине (e – d₀/2):

τ_ср = F₀ / 2δ(e – d₀/2) ≤ [τ]_ср,

где: F₀ = F / z – сила, приходящаяся на одну заклепку; τ_ср и [τ]_ср – расчетное и допускаемое напряжение на срез (МПа) для соединяемых деталей.

На практике при расчете прочных клепаных (заклепочных) соединений пользуются следующими соотношениями, полученными из приведенных выше уравнений:

1. Диаметр отверстия под заклепки для соединения внахлестку или с одной накладкой: d₀ ≤ 2δ. В авиастроении принимают d₀ = 2√Δ, где Δ – суммарная толщина соединяемых элементов.

2. Шаг заклепок p = (3…5)d₀.

3. Расстояние от края детали до оси заклепки при продавленных отверстиях: e = 2d₀, При сверленных отверстиях: e = 1,65d₀.

4. Расстояние между рядами заклепок: а ≥ 0,6p.

5. Толщина накладок: δ₁ = 0,8 δ.

Необходимое число заклепок z в соединении определяют расчетом из условий прочности на смятие и срез.

***

Коэффициент прочности клепаного соединения

Отверстия под заклепки снижают прочность соединяемых деталей на растяжение.  Число, показывающее во сколько раз прочность на растяжение детали с отверстиями под заклепки меньше прочности на растяжение той же детали без отверстий, называют коэффициентом прочности клепаного соединения и обозначают буквой φ.  Сечение детали на длине одного шага p ослаблено отверстием диаметра d₀, следовательно:

φ = (p – d0) / p.

Чем больше значение φ, тем лучше использован материал склепываемых деталей.

Значения коэффициента прочности φ зависят от конструкции соединения. Так, для однорядного соединения внахлестку φ_min = 0,67, для двухрядного внахлестку – 0,75, а для однорядного с двумя накладками – 0,71.

При проектировочном расчете клепаного (заклепочного) соединения значением коэффициента φ_min задаются, а затем выполняют проверочный расчет. Если окажется, что φ < φ_min, то изменяют конструкцию соединения и расчет повторяют.

Для повышения значения коэффициента прочности клепаного соединения уменьшают диаметр отверстий d₀ и увеличивают шаг p, т. е. применяют многорядные двухсрезные соединения или увеличивают ширину или толщину деталей в местах постановки заклепок.

***

Рекомендации по конструированию заклепочных соединений

При конструировании клепаных соединений придерживаются следующих рекомендаций, основанных на многолетнем опыте эксплуатации и расчетном анализе:

1. В соединении должно быть выполнено условие равнопрочности заклепок и деталей. 2. Заклепки в соединении располагают так, чтобы ослабление соединяемых деталей отверстиями было наименьшим (предпочитают шахматное расположение заклепок однорядному). 3. Во избежание возникновения изгиба соединяемых деталей заклепки следует располагать на оси, проходящей через центр масс склепываемых деталей или симметрично относительно этой оси, либо как можно ближе к ней. 4. Не рекомендуется в одном соединении применять заклепки разных диаметров. 5. Для предотвращения поворота соединяемых деталей относительно друг друга число заклепок в соединении должно быть не менее двух: z ≥ 2. 6. Минимальный шаг p расположения заклепок в соединении принимают из условий прочности соединяемых деталей и удобства клепки. 7. Число рядов заклепок по одну сторону стыка соединения принимают не более трех, поскольку дальнейшее увеличение количества рядов мало влияет на прочность соединения. 8. В стыковых соединениях число заклепок увеличивается вдвое по сравнению с соединениями внахлестку. 9. Герметичность стыка в прочноплотных соединениях можно обеспечить нанесением на поверхности стыка клея, силоксановых эмалей, металлических покрытий, получаемых гальваническим способом или газопламенным напылением. 10. Конструкцию соединения разрабатывают после определения необходимого количества заклепок.

***

Область применения клепаных (заклепочных) соединений

В современном машиностроении область применения клепаных соединений все более сокращается по мере совершенствования методов сварки.  В настоящее время клепаные соединения применяются в тех случаях, когда сварные соединения недопустимы, а именно:

• в конструкциях, воспринимающих значительные вибрационные и ударные нагрузки при высоких требованиях к надежности соединения;

• при изготовлении конструкций из несвариваемых материалов (дюралюминий, текстолит и др.), например, в самолетостроении.  Достаточно сказать, что в одном самолете можно насчитать более 2 млн. заклепок.

• в соединениях окончательно обработанных высокоточных деталей, для которых недопустимы нагрев и деформации, сопутствующие сварке.

Наиболее часто заклепочные соединения применяют:

• в авиа- и судостроении – обивка фюзеляжа, корпуса;

• в строительных сооружениях – мосты, фермы;

• в общем машиностроении – крепление зубчатых венцов к дискам колес, лопаток в турбинах, фрикционных накладок, соединение элементов рам грузовых автомобилей и составных сепараторов подшипников качения.

24. Соединения с гарантированным натягом. Работоспособность соединения. Выбор посадки и проверка прочности соединения.

Соединение деталей с гарантированным натягом (прессовые соединения)

Соединение деталей может осуществляться за счет посадки одной детали на другую.

В посадках обеспечивается зазор в соединении. В этом случае детали легко перемещаются относительно друг друга.

В посадках с натягом в соединении обеспечивается натяг. Такие посадки могут обеспечивать передачу вращающего момента без применения шпонок, клиньев, болтов и т. п.

Основной задачей расчета соединения с гарантированным натягом являет­ся выбор посадки, обеспечивающей передачу заданного вращающего момента.

Соединения деталей с натягом – это напряженные соединения, в которых натяг создается необходимой разностью посадочных размеров вала и втулки. Для закрепления деталей используют силы упругости предварительно деформированных деталей. Обычно соединение деталей осуществляется по цилиндрическим или (реже) коническим поверхностям, при этом одна деталь охватывает другую, специальные соединительные детали отсутствуют.

В машиностроении применяют переходные посадки, при которых воз­можно получение как зазора, так и натяга.

Соединение деталей с гарантированным натягом относится к соеди­нениям, передающим рабочие нагрузки за счет сил трения между валом и от­верстием.

К основным достоинствам цилиндрических соединений с гарантированным натягом относятся: простота конструкции, хорошее центрирование соединяемых деталей, возможность передачи больших нагрузок как статических, так и динамических (ударных). Обычно соединения с гарантированным натягом относят к неразъемным соединениям, однако цилиндрические соединения допускают разборку (распрессовку) и сборку (запрессовку) деталей.

К основным недостаткам цилиндрических соединений с гарантированным натягом относятся: сложность сборки и разборки соединений, возможность уменьшения величины расчетного натяга соединяемых деталей и повреждения их посадочных поверхностей при сборке (запрессовке), требование пониженной шероховатости посадочных поверхностей и высокие требования к точности их изготовления, повышенная концентрация напряжений, большое рассеивание сил сцепления в связи с рассеиванием действительных посадочных размеров в пределах допусков и коэффициентов трения.

Характерными примерами соединение с натягом могут служить кривошипы, пальцы кривошипов, детали составных коленчатых валов двигателей автомобилей, венцы зубчатых и червячных колес, ступиц колес с валом и т. п.

 

Натягом называют положительную разность размера вала d_B и отвер­стия d_o до сборки:

N= d_В -d_o>0.                 

 

При расчете посадок с гарантированным натягом давление р на сопря­гаемые поверхности должно быть таким, чтобы силы трения оказались больше внешних нагрузок и обеспечили неподвижность соединяемых деталей после приложения внешних усилий.

Неподвижность соединения при нагружении соединения осевой силой и вращающим моментом обеспечивается за счет сил трения F_f при условии, что

                          (22)

где f - коэффициент сцепления; Т — вращающий мо­мент, Нм; d — диаметр посадочной поверхности, мм; F_a — осевая сила, Н.

Так как в быстровращающихся соединениях давление на посадочной поверхности деталей может быть ослаблено центробежными силами, действующими на детали, то для oбеспечения надежности этих соединений давление на контактной поверхности увеличивают с учетом действующих центробежных сил.

При расчетах соединений стальных и чугунных деталей коэффициент сцепления принимают: при сборке с запрессовкой f = 0,08 и при сборке с нагревом, охватывающей детали, f=0,14. Если одна из соединяемых деталей стальная или чугунная, а другая – латунная или бронзовая, то рекомендуется принимать f=0,05.

Расчетный натяг цилиндрического соединения N связан с посадочным давлением р следующей зависимостью, вытекающей из формулы Ляме, вывод которой приведен в курсе сопротивления материалов:

,                                           (23)                           

где

   и    .

Здесь d – посадочный диаметр; d₁ – диаметр отверстия охватываемой детали (для вала сплошного сечения d₁ = 0); d₂ – наружный диаметр охватывающей детали; Е₁ и Е₁ – модули упругости материалов охватываемой и охватывающей деталей;  и – коэффициенты Пуассона материалов охватываемой и охватывающей деталей (для стали , для чугуна , для бронзы ).

При сборке соединения неровности контактных поверхностей деталей срезаются и сглаживаются; для компенсации этого действительный натяг соединения N_a должен быть больше расчетного натяга N, вычисляемого по формуле (23). Зависимость между N_d и N_p определяется формулой

,                

где  и – высоты неровностей профилей по десяти точкам сопрягаемых поверхностей, принимаемые по ГОСТ 2789-73.

По величине N_д подбирают соответствующую стандартную посадку, у которой для надежности соединения наименьший натяг N_min должен быть равен N_д или очень близок к нему.

Соединения с натягом (прессовые соединения) могут быть получены тремя способами:

- запрессовкой, простейший и высокопроизводительный способ, обеспечивающий удобного контроля измерения силы запрессовки, но связанный с опасностью повреждения поверхностей и затрудняющий применение покрытий;

- нагревом охватывающей детали до температуры ниже температуры отпуска – способ, обеспечивающий повышения прочности сцепления более чем в 1,5 раза по сравнению с запрессовкой, так как при запрессовке неровности на контактных поверхностях деталей частично срезаются и сглаживаются, что приводит к ослаблению прочности соединения. Данный метод особенно эффективный при больших длинах соединяемых деталей;

- охлаждением охватываемой детали – способ, преимущественно применяемый для небольших деталей, например втулок, в массивные корпуса деталей, при этом обеспечивается наибольшая прочность сцепления.

Расчет соединения включает определение необходимого натяга для обеспечения прочности сцепления и проверку прочности соединяемых деталей.

При сборке цилиндрического соединения с нагревом охватывающей или охлаждением охватываемой детали необходимая разность температур  соединяемых деталей определяется по формуле

,                                                                     

где N_max – наибольший натяг выбранной для соединения посадки;

S – зазор, необходимый для сборки соединения, принимаемый обычно равным наименьшему зазору посадки движения;

 – коэффициент линейного расширения нагреваемой или охлаждаемой детали, принимаемый для стали  , для чугуна , для оловянных бронз , для латуни , для алюминиевых сплавов ;

d – номинальный посадочный диаметр.

Нагрев охватывающей детали производится в зависимости от требуемой температуры горячим маслом, в электрической или газовой печи. Охлаждение охватываемой детали производят жидким воздухом или сухим льдом.

 

Проверка прочности деталей цилиндрического соединения с натягом

Надежность соединения деталей с гарантированным натягом в первую очередь зависит от прочности ступицы. При недостаточной прочности сту­пицы возможно нарушение посадки вследствие деформации охватываю­щей детали или ее разрыву при осуществлении посадки.

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

,                                        

а также возможного максимального давления  на контактной поверхности соединяемых деталей, определяемого по формуле

.                                                           

Для охватывающей детали, как известно из курса сопротивления материалов, опасными являются точки ее внутренней поверхности. Для этих точек радиальное  и окружное (кольцевое)  нормальные напряжения определяют по формулам

,                                                                             

.                                                                             

В этих точках возникает плоское напряженное состояние, при этом главные напряжения  ; и . Условие прочности для охватывающей детали из пластичного материала по гипотезе наибольших касательных напряжений (третьей теории прочности):

.                                                      

Для охватываемой детали кольцевого поперечного сечения опасны также точки внутренней поверхности. В этих точках возникает одноосное сжатие, при этом

.                                                        

Штрихи указывают, что напряжения относятся к охватываемой детали.

Условие прочности для охватываемой детали, составленное как и для охватывающей детали по третьей теории прочности, имеет вид

.                                                   

Если охватываемая деталь представляет собой сплошной вал, то в любой его точке возникает двухосное сжатие; главные напряжения  и одинаковы, а = 0:

.                                                                 

Условие прочности в этом случае

.                                                

На основании практических данных установлено, что цилиндрические соединения с гарантированным натягом могут быть вполне надежными даже при наличии на внутренней поверхности охватывающей детали пластических деформаций. Это обстоятельство позволяет принимать при расчетах более высокие, чем обычно, допускаемые напряжения.

25. Резьбовые соединения. Резьба, параметры, классы прочности резьбы. Крепёжные детали. Основные виды стандартной резьбы. Расчёт резьбы на прочность.

Резьбовые соединения



Классификация резьб

Соединение деталей с помощью резьбы является одним из старейших и наиболее распространенных видов разъемного соединения. Легко и просто обеспечивает сборку и разборку. Резьбовое соединение образуют две детали. У одной из них на наружной, а у другой на внутренней поверхности выполнены расположенные по винтовой поверхности выступы – соответственно наружная и внутренняя резьбы. Резьбы формируют на цилиндрических или конических поверхностях. Наибольшее распространение имеют цилиндрические резьбы.

Резьбы классифицируют по различным признакам: По направлению винтовой линии: правая, левая. По форме профиля: треугольная, трапецеидальная, прямоугольная, круглая, упорная, метрическая, дюймовая. По расположению на детали: внешняя, внутренняя. По характеру поверхности: цилиндрическая, коническая. По назначению: крепежная, крепежно-уплотняющая, ходовая (для передачи движения), специальная (в т. ч.: часовая, на пластмассовых деталях, окулярная, круглая для объективов микроскопов, круглая для светотехники). По числу заходов: однозаходная, многозаходная.

***

Характеристика основных видов резьбы

Метрическая резьба

Метрическая резьба (рис. 1, а) является основным типом крепежной резьбы.  Профиль резьбы установлен ГОСТ 9150–81 и представляет собой равносторонний треугольник с углом профиля α = 60°.  Профиль резьбы на стержне отличается от профиля резьбы в отверстии величиной притупления его вершин и впадин.  Основными параметрами метрической резьбы являются: номинальный диаметр – d(D) и шаг резьбы – Р, устанавливаемые ГОСТ 8724–81 в миллиметрах.

Метрические резьбы бывают с крупным и мелким шагом.  Для каждого размера (диаметра) резьбы стандартом установлен номинальный шаг. Если резьба на изделии имеет шаг меньше номинального, то такая резьба считается мелкой, если шаг больше номинального - резьба крупная. По ГОСТ 8724–81 каждому номинальному размеру резьбы с крупным шагом соответствует несколько мелких шагов.  Резьбы с мелким шагом применяются в тонкостенных соединениях для увеличения их герметичности, для осуществления регулировки в приборах точной механики и оптики, с целью увеличения сопротивляемости деталей самоотвинчиванию.

В случае, если диаметры и шаги резьб не могут удовлетворить функциональным и конструктивным требованиям, введен СТ СЭВ 183–75 «Резьба метрическая для приборостроения».  Если одному диаметру соответствует несколько значений шагов, то в первую очередь применяются большие шаги. Диаметры и шаги резьб, указанные в скобках, по возможности не применяются.

В случае применения конической метрической резьбы (рис. 1, ж) с конусностью 1:16 профиль резьбы, диаметры, шаги и основные размеры установлены ГОСТ 25229–82.  При соединении наружной конической резьбы с внутренней цилиндрической по ГОСТ 9150–81 должно обеспечиваться ввинчивание наружной конической резьбы на глубину не менее 0,8d.

Дюймовая резьба

Дюймовая резьба (рис. 1, б) относится к крепежной резьбе. В настоящее время не существует стандарт, регламентирующий основные размеры дюймовой резьбы. Ранее существовавший ОСТ НКТП 1260 отменен, и применение дюймовой резьбы в новых разработках не допускается.  В СНГ ее применяют только для резьбовых деталей старых, а также импортных машин (Китай, США и др.).

Дюймовая резьба характеризуется тем, что имеет треугольный профиль с углом α = 55°, а диаметр измеряется в дюймах, шаг - числом ниток резьбы на длине в 1”. Эта резьба была стандартизована для наружных диаметров d= 3/16” - 4” и числом ниток на 1” от 28 до 3.  При обозначении дюймовой резьбы наружный диаметр указывают в дюймах.

Трубная цилиндрическая резьба

Трубную цилиндрическую резьбу (рис. 1, в) используют как крепежно-уплотняющую. В соответствии с ГОСТ 6367–81трубная цилиндрическая резьба имеет профиль дюймовой резьбы, т.е. равнобедренный треугольник с углом α при вершине, равным 55°.  Для лучшего уплотнения резьбу выполняют с закругленным треугольным профилем без зазоров по выступам и впадинам. Условное обозначение резьбы дается по внутреннему диаметру (в дюймах) трубы, на которой она нарезана.

Резьба стандартизована для диаметров от 1/16” до 6” при числе шагов z от 28 до 11.  Номинальный размер резьбы условно отнесен к внутреннему диаметру трубы (к величине условного прохода). Так, резьба с номинальным диаметром 1 мм имеет диаметр условного прохода 25 мм, а наружный диаметр 33,249 мм.

Трубную резьбу применяют для соединения труб, а также тонкостенных деталей цилиндрической формы. Такого рода профиль (α = 55°) рекомендуют при повышенных требованиях к плотности (непроницаемости) трубных соединений.  Применяют трубную резьбу при соединении цилиндрической резьбы муфты с конической резьбой труб, так как в этом случае отпадает необходимость в различных уплотнениях.

Трубная коническая резьба

Трубную коническую резьбу (рис. 1, з) используют как крепежно-уплотняющую. Параметры и размеры трубной конической резьбы определены ГОСТ 6211–81, в соответствии с которым профиль резьбы соответствует профилю дюймовой резьбы.  Резьба стандартизована для диаметров от 1/16” до 6” (в основной плоскости размеры резьбы соответствуют размерам трубной цилиндрической резьбы).

Нарезаются резьбы на конусе с углом конусности φ/2 = 1°47'24” (как и для метрической конической резьбы), что соответствует конусности 1:16.

Конические резьбы обеспечивают герметичность соединения резьбовых деталей без специальных уплотнений.  Применение конической резьбы позволяет резко уменьшить время (угол относительного поворота винта и гайки)завинчивания и отвинчивания, что часто имеет решающее значение для быстроразборных соединений.  Применяется резьба для резьбовых соединений топливных, масляных, водяных и воздушных трубопроводов машин и станков. Для возможности свертывания конических резьб с цилиндрическими, биссектриса угла профиля конусной резьбы по ГОСТ должна быть перпендикулярна оси.

Прямоугольная резьба

Прямоугольная резьба (рис. 1, д) относится к резьбам для передачи движений под нагрузкой. Она имеет прямоугольный или квадратный профиль, диаметр и шаг прямоугольной резьбы измеряют в миллиметрах.

Прямоугольная резьба не стандартизована и применяется сравнительно редко, так как наряду с преимуществами, заключающимися в более высоком коэффициенте полезного действия, чем у трапецеидальной резьбы, она менее прочна и сложнее в производстве. Ее заменяют трапецеидальной - более удобной в изготовлении.  Применяется при изготовлении винтов, домкратов и ходовых винтов.

Трапецеидальная резьба

Трапецеидальную резьбу (рис. 1, е) широко применяют в передачах винт-гайка. Она имеет симметричный трапецеидальный профиль с углом профиля α = 30°.  Для червяков червячных передач угол профиля α = 40°.

Основные размеры диаметров и шагов трапецеидальной однозаходной резьбы для диаметров от 10 до 640 ммустанавливают ГОСТ 9481–81. По сравнению с прямоугольной трапецеидальная резьба при одних и тех же габаритах имеет большую прочность, более технологична в изготовлении.  Трапецеидальная резьба применяется для преобразования вращательного движения в поступательное при значительных нагрузках и может быть одно- и многозаходной (ГОСТ 24738–81 и 24739–81), а также правой и левой.

Трапецеидальная резьба при использовании гайки, разъемной по осевой плоскости (например, у ходовых винтов станков), позволяет выбирать зазоры путем радиального сближения половин гайки при ее изнашивании.

Упорная резьба

Упорную резьбу (рис. 1, и) применяют в нажимных винтах с большой односторонней осевой нагрузкой.  Упорная резьба, стандартизованная ГОСТ 24737–81, имеет профиль неравнобокой трапеции, одна из сторон которой наклонена к вертикали под углом 3°, т.е. рабочая сторона профиля, а другая – под углом 30°.

Форма профиля и значение диаметров шагов для упорной однозаходной резьбы устанавливает ГОСТ 10177–82. Резьба стандартизована для диаметров от 10 до 600 мм с шагом от 2 до 24 мм и применяется при больших односторонних усилиях, действующих в осевом направлении.

Закругление (см. размер е, рис. 1, и) повышает прочность винта.  Условное обозначение упорной резьбы для наружного диаметра 80 мм и шага 16 мм - S 80×16, т. е. аналогично обозначению трапецеидальной резьбы.

Круглая резьба

Круглая резьба (рис. 1, г) стандартизована. Профиль круглой резьбы образован дугами, связанными между собой участками прямой линии. Угол между сторонами профиля α = 30°.

Резьба применяется ограниченно: для водопроводной арматуры, в отдельных случаях для крюков подъемных кранов, а также в условиях воздействия агрессивной среды.

Многозаходная резьба

У однозаходной резьбы (рис. 3, а) шаг и ход резьбы одинаковые, при этом за один оборот винта гайка перемещается на величину шага. Если перемещение гайки за один оборот должно быть большим, то ход, а следовательно, и шаг однозаходного винта должны быть большими.  Чем больше шаг, тем глубже получается резьба (высота резьбы зависит от шага) и тем меньше будет внутренний диаметр винта. Винт с малым внутренним диаметром недостаточно прочен и не может передавать больших усилий.

Для усиления прочности винта, одновременно с увеличением хода, применяют многозаходную резьбу. В этом случае шаг, высота резьбы и ее внутренний диаметр соответствуют однозаходной, а ход резьбы во столько раз больше шага, сколько имеется заходов, например, у двухзаходной резьбы (рис. 3, б) ход вдвое больше ее шага, у трехзаходной (рис. 2, в) - втрое больше и т. д.

Пример удобства многозаходной резьбы – крышки на банках с консервированными овощами или соками. Легкий поворот руки на небольшой угол - и банка открыта. Следует, также, отметить, что на цилиндрах большого диаметра попасть в заход однозаходной резьбы очень сложно, и в этом случае проблему можно уменьшить при помощи многозаходной резьбы.

Чтобы проще было понять, что такое многозаходная резьба и для чего она нужна, следует вспомнить о таких параметрах резьбы, как ее шаг и ход.  Шаг резьбы (P) - это расстояние между соседними одноименными точками профиля в направлении, параллельном оси резьбы той же винтовой поверхности.  Ход резьбы (P_h) - расстояние, на которое переместится вдоль оси винт при одном полном его обороте в неподвижной гайке, т. е. шаг одной и той же винтовой линии резьбы.

Очевидно, что если резьба однозаходная, то ее шаг и ход равны между собой, поскольку за один оборот винта его стержень переместится вдоль оси на величину шага.

При конструировании каких-либо узлов или механизмов иногда возникает необходимость в увеличении хода винта. При однозаходной резьбе этого можно достичь увеличением ее шага, но здесь предел творчеству ограничивается внутренним диаметром резьбы, поскольку приходится увеличивать глубину нарезания. А с уменьшением диаметра уменьшается и прочность стержня винта (болта, шпильки).

Можно увеличить угол подъема резьбы, но при этом теряются многие ценные качества резьбового соединения. К тому же угол подъема резьбы увеличивать можно лишь в определенных пределах, иначе завернуть винт в гайку будет невозможно.

В таких случаях лучшее решение проблемы - многозаходная резьба, ход которой (по сравнению с однозаходной резьбой) кратен числу заходов, т. е. ход многозаходной резьбы равен произведению числа заходов на шаг резьбы. При этом диаметр резьбы и стержня болта не уменьшается.

Чтобы нагляднее понять принцип изготовления многозаходной резьбы, представьте, что на стержне винта резьба нарезается одновременно несколькими резцами, закрепленными в суппорте в один ряд вдоль оси винта. Каждый резец прорезает отдельную канавку, не соединяющуюся с соседними. Очевидно, что шаг винтовой линии, нарезаемой каждым резцом должен быть таким, чтобы он не пересек винтовую линию соседнего резца, т. е. увеличенным.  В результате получим многозаходную резьбу, количество ходов которой зависит от количества резцов.

Визуально многозаходную резьбу можно определить, если посмотреть на торец винта (болта, шпильки, гайки). В этом случае хорошо видно, сколько ниток резьбы берет свое начало с торца. У однозаходной резьбы (рис. 3, д) на торце винта или гайки виден только один конец витка, а у многозаходной (рис. 3, г) – два, три и больше.  Если продвигаться по спирали вдоль какого-нибудь витка многозаходной резьбы острым кончиком иглы или другого предмета, то вы никогда не попадете в канавку соседнего витка. Технологически многозаходные резьбы существенно сложнее и, соответственно, дороже.

***



Достоинства и недостатки резьбовых соединений

Достоинства резьбовых соединений

Резьбовые соединения имеют ряд существенных достоинств, благодаря которым они занимают ведущее место среди всех других соединений деталей в современном машиностроении. К таким достоинствам можно отнести:

• возможность многократной сборки-разборки;

• удобство сборки-разборки;

• высокая надёжность;

• простота конструкции;

• дешевизна (вследствие стандартизации);

• технологичность;

• возможность регулировки силы сжатия;

• при небольшой силе на ключе создают значительные силы затяжки вследствие клинового действия резьбы и большого отношения длины L гаечного ключа к радиусу r резьбы (L/r ≈ 28). Так, сила затяжки винта М12 может составлять 20000 Н (около 2 тонн);

• позволяют производить сборку деталей при различном взаимном их расположении.

Недостатки резьбовых соединений:

• концентрация напряжений во впадинах резьбы;

• низкая вибрационная стойкость (самоотвинчивание при вибрации).

***

Область применения резьбовых соединений

Резьбовые детали в виде винтов, болтов и шпилек с гайками применяют для крепежа – соединения нескольких деталей в одно целое. Роль гайки может выполнять корпусная деталь.

Примеры соединений с помощью резьбовых деталей:

• соединение в одно целое отдельных секций мостов, подъемных кранов;

• соединение нескольких сборочных единиц (редуктора и фланцевого электродвигателя; картера, блока цилиндров и головки блока в двигателе внутреннего сгорания; колеса с полуосью автомобиля);

• соединение деталей (крышки и основания корпуса редуктора; крышек подшипников с корпусом коробки передач); крепление узлов и деталей на основании (редуктора на плите; плиты к полу цеха; резца в суппорте токарного станка).

Конические резьбы (рис. 1, ж, з) обеспечивают требуемую плотность (непроницаемость) соединения без каких-либо уплотнений - за счет радиального натяга. Их применяют для соединительной трубной арматуры, пробок, заглушек, штуцеров гидравлических систем, пресс-масленок.

Наряду с соединениями резьбовые детали применяют:

• в передачах винт-гайка, служащих для преобразования вращательного движения в поступательное;

• для регулирования осевых зазоров в подшипниках качения, регулирования конического зубчатого и червячного зацепления и др.

***

Основные геометрические параметры метрической резьбы

На рис.4 приведены основные геометрические параметры метрической резьбы – основной для крепежных изделий:

• d – наружный диаметр наружной резьбы (номинальный диаметр резьбы);

• d₁ – внутренний диаметр наружной резьбы;

• d₂ – средний диаметр (ширина впадины равна ширине выступа);

• d₃ – внутренний диаметр наружной резьбы по впадине;

• α – угол профиля;

• Р – шаг;

• Н – высота исходного треугольника:    H = 0,5Р√3;

• Н₁ – рабочая высота профиля:    Н₁ = 5Н/8 = 0,541 Р;

• D, D₁ и D₂ – соответственно наружный, внутренний и средний диаметры внутренней резьбы.

Поскольку угол подъема винтовой линии зависит от диаметра цилиндра (причем угол подъема больше на меньшем диаметре), то принято угол ψ подъема резьбы определять на среднем диаметре d₂:

tgψ = nP/(πd²)

Резьба одного номинального диаметра может иметь разные шаги. Так, для резьбы М64 крупный шаг – 6мм, мелкие шаги – 4; 3; 2; 1,5; 1мм. Меньшему шагу соответствует больший внутренний диаметр d₃. Для крепежных деталей желательно применять резьбы с крупным шагом. Резьбы с мелким шагом меньше ослабляют деталь, их отличает повышенное самоторможение, так как при малом шаге угол подъема винтовой линии мал. Мелкие резьбы применяют в резьбовых соединениях, подверженных действию переменных нагрузок (крепление колеса автомобиля, свечи зажигания ДВС), а также в тонкостенных и мелких деталях, регулировочных устройствах (точная механика, приборы).

Обычно применяют предварительно затянутые резьбовые соединения. Первоначальной затяжкой создают давление на стыке соединяемых деталей, что обеспечивает необходимую жесткость соединения и плотность стыка.

***

Момент сопротивления в резьбе

Выявим соотношение между силой T_зат затяжки и моментом T_р сопротивления в резьбе:

T_р = 0,5F_затd² tg(ψ + φ₁)

Из полученной зависимости следует, что момент сопротивления в резьбе тем больше, чем больше приведенный угол трения φ₁= φ/cosγn т.е. Т_р зависит от материала резьбовой пары и от угла γ наклона рабочей стороны профиля.  В метрической резьбе угол наклона профиля наибольший (γ = 30°), поэтому и момент сопротивления в резьбе – наибольший. Для крепежных резьб это не является недостатком, поскольку момент сопротивления в резьбе препятствует самоотвинчиванию.

Момент Т_р сопротивления в резьбе скручивает стержень винта (создает касательные напряжения).

***

Момент трения на торце гайки

Контакт гайки с плоской опорной поверхностью корпуса ограничен кольцом с внутренним диаметром, равным диаметру d₀ отверстия в корпусе под стержень винта, и наружным диаметром D, соответствующим границе фаски на опорной поверхности гайки.  Приближенно момент T_т трения на торце гайки определяют как произведение силы трения F_тр = F_затf_т на средний радиус R_ср=(d₀+D)/4 кольцевой поверхности:

T_m = F_трR_cр = F_затf_m(d₀ + D)/4,

здесь   f_т – коэффициент трения на поверхности контакта.

В большинстве резьбовых соединений должна быть обеспечена стабильная работа без самоотвинчивания.

Условие самоторможения резьбы без учета трения на торце гайки по аналогии с наклонной плоскостью можно записать в виде:    ψ < φ₁, где:   ψ – угол подъема резьбы (1,5...3°); φ₁ – приведенный угол трения (при f = 0,1...0,3    φ₁=6...16°).

Отсюда следует, что все крепежные резьбы - самотормозящие. Но это только при статическом действии нагрузок. При вибрациях φ₁ уменьшается вследствие микроперемещений поверхностей трения, сминания микронеровностей на рабочих поверхностях резьбы, и резьбовая пара отвинчивается.  Поэтому на практике широко применяют различные способы стопорения, в которых используют:

• дополнительное трение в резьбе или на торце гайки (пружинные шайбы, контргайки, фрикционные вставки в винты или гайки);

• фиксирующие детали (шплинты, проволоку, стопорные шайбы с лапками);

• приварку или пластическое деформирование (расклепывание, кернение);

• пасты, лаки, краски, герметики и клеи.

***

Способы изготовления резьбы

Резьбы могут быть изготовлены:

• нарезанием слесарным инструментом - метчиками, плашками (как вручную, так и на станках). Для нарезания наружной резьбы используют различные резцы, плашки, резьбовые гребенки и фрезы, а для внутренней резьбы – метчики. Этот метод применяют в индивидуальном производстве и при ремонтных работах;

• нарезанием резцом на токарно-винторезном станке или на специальных болтонарезных станках;

• фрезерованием на специальных резьбофрезерных станках. Применяют для нарезки винтов больших диаметров с повышенными требованиями к точности резьбы (ходовые и грузовые винты, резьбы на валах и т. д.);

• накаткой на специальных резьбонакатных станках. Этим высокопроизводительным и дешевым способом изготовляют большинство резьб стандартных крепежных деталей (болты, винты и т. д.). Накатка существенно упрочняет резьбовые детали;

• отливкой чугунных, пластмассовых, стеклянных деталей и деталей из цветных сплавов;

• выдавливанием для тонкостенных деталей (например, из латуни).

Нарезание многозаходной резьбы любого профиля начинают так, как если бы требовалось нарезать однозаходную резьбу с шагом, равным длине хода. Нарезав первый виток на полный профиль, отводят резец поперечной подачей на себя и, давая ходовому винту обратный ход, возвращают суппорт в начальное положение.  Затем при неподвижном ходовом винте поворачивают деталь при двухзаходной резьбе - на половину оборота, при трехзаходной - на треть оборота и только после этого нарезают второй виток и т. д.

26. Резьбовые соединения. Условие самоторможения, кпд винтовой пары. Распределение нагрузки по виткам резьбы.