Лекция 14

РАСЧЁТ ВАЛА НА ПРОЧНОСТЬ.

Из расчёта передач известны вращающие моменты на зубчатых колёсах и их размеры. При проектировании приближённо находят диаметр вала в наиболее нагруженном сечении, т.к. размеры вала и изгибающие моменты заранее неизвестны

,

где Т - вращающий момент на валу; с=d₀/d – отношение диаметра отверстия к диаметру полого вала; σ_-1 – предел выносливости материала вала; k–коэффициент, учитывающий расположение зубчатых колёс относительно опор.

1. Конструктивная проработка вала и выбор материала.

2. Составление расчётной схемы. Вал представляют как балку, шарнирно-закреплённую в опорах. Место приложения реакции опоры зависит от типа подшипника, что показано на рис.14. Так для шариковых и роликовых радиальных подшипников опору располагают на их середине. Для сдвоенной опоры основную нагрузку воспринимает внутренний подшипник. Опору располагают на расстоянии 1/3 от центра внутреннего подшипника.

Для радиально-упорных шарикоподшипников

.

Для роликового конического подшипника

,

где В и Т – ширина подшипника; d и D – внутренний и наружный диаметры; α – угол контакта; е=1,5tgα – коэффициент осевого нагружения.

Для подшипника скольжения условную опору берут на расстоянии (0,25-0,30)l от внутреннего торца.

3. Определение нагрузок, действующих на вал. Окружные F_t, радиальные F_r и осевые F_a силы на зубчатых колёсах прикладываются в середине их венца. Силы F_r переносят на ось вала по линии их действия. При переносе силы F_t на ось вала добавляют вращающий момент, а осевой силы F_a – изгибающий момент. Значения нагрузок определяются так:

для прямозубой цилиндрической передачи

;

для косозубой цилиндрической передачи

;

для конической прямозубой передачи

;

Для червячной передачи

,

где Т – вращающий момент; D_w – делительный диаметр;

α_w=20^о – угол зацепления; β – угол наклона зуба; δ – угол при вершине делительного конуса; d_m – средний диаметр конического колеса; d₁ – делительный диаметр червяка; d₂ – делительный диаметр червячного колеса.

4. Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов и нормальных сил.

Одну из опор не зафиксированную в осевом направлении принимают шарнирно подвижной. Она воспринимает только радиальную реакцию. Радиально-упорные подшипники под действием радиальной нагрузки дают и осевую компоненту S, которая определяется через параметр е.

Для радиально-упорных шарикоподшипников S=eR;

Для конических роликоподшипников S=0,83eR; ,

где - радиальные реакции в опорах по осям y и z.

Параметр е зависит от угла контакта α и выбирается по каталогу в зависимости от F_a/C₀, где С₀-статическая грузоподъёмность.

Расчётные осевые нагрузки на радиально-упорные подшипники определяют в зависимости от схемы действия внешних сил с учётом относительного расположения опор.

Для обеспечения нормальной работы осевые реакции на опорах должны быть не меньше соответствующих осевых компонент радиальной нагрузки (S_A,S_B), то есть

.

После определения реакций в опорах из уравнений равновесия строят эпюры изгибающих моментов M_z,M_y, крутящего момента M_к и нормальных сил N при F_a>0.

5. Выбор опасного сечения. Сопротивление циклическим нагрузкам в значительной мере определяется концентраций напряжений. Поэтому при расчёте на усталость опасное сечение может не совпадать с сечением, где приложены максимальные изгибающие и крутящие моменты.

Концентраторами напряжений являются галтельные переходы, шлицы, шпоночные канавки, резьба и поперечные отверстия. Для сложных конструкций валов приходится проверять несколько сечений.

6. Определение напряжений в расчётных сечениях.

При сложном изгибе вала , где M_z,M_y-

изгибающие моменты в плоскостях XOY и XOZ; W_z – момент сопротивления изгибу.

Касательное напряжение при кручении , где

–крутящий момент; W_p–момент сопротивления кручению.

Напряжение растяжения (сжатия) σ_p=N/A, где N -нормальная сила; А - площадь поперечного сечения.

Для круглого сплошного вала:

.

7. Определение запасов прочности. В каждом расчётном сечении находят запас прочности n и сравнивают его с допускаемым значением [n]=1,25-1,50.

,

где n_σ и n_τ–запасы прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Для произвольного цикла изменения нормальных напряжений

,

где σ_-1N –ограниченный предел выносливости материала вала; – амплитуда нормальных напряжений; -среднее напряжение цикла; К - коэффициент снижения предела выносливости; -коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений .

Для симметричного цикла при N=0, , .

Ограниченный предел выносливости определяется так

где -предел текучести материала; m=9 для легированных сталей, m=6 для углеродистых сталей; N₀=10⁷ – базовое число циклов; σ_-1-предел выносливости.

При постоянном вращающем моменте и частоте вращения расчётное число циклов изменения нормальных напряжений независимо от числа реверсов равно

N_p=T_hn60,

где T_h – ресурс, n – частота вращения.

Если задано число циклов , то .

Коэффициент снижения предела выносливости детали при действии нормальных напряжений находят по формуле

,

где k_σ-эффективный коэффициент концентрации напряжений;

k_dσ-масштабный фактор; k_Fσ-коэффициент влияния чистоты поверхности; K_v–коэффициент влияния упрочнения.

Аналогично ведётся расчёт и для касательных напряжений. Для произвольного цикла запас прочности

.

Для симметричного цикла соответственно .

Цикл изменения касательных напряжений зависит от величины и направления вращающего момента. При реверсе цикл симметричный, для нереверсивных механизмов цикл отнулевой.

Для симметричного цикла , для отнулевого - . Ограниченный предел выносливости составляет

,

где - число циклов равное числу реверсов, а для обычных механизмов -числу его включений за заданный ресурс.

Коэффициент снижения предела выносливости

,

где k_τ-эффективный коэффициент концентрации напряжений;

k_dτ-масштабный фактор; k_Fτ=0,575k_Fσ+0,425 - коэффициент влияния чистоты поверхности; k_v-коэффициент влияния упрочнения. Если прочность вала недостаточна n<[n], то

1. можно увеличить диаметр вала, снизив напряжения;

2. выбрать материал с более высоким значением предела

выносливости;

3. ввести поверхностное упрочнение.

Лекция 15

ПОДШИПНИКИ.

Опоры валов и осей предназначены для осуществления их вращения и передачи на корпус действующих нагрузок. Подшипники воспринимают комбинированную нагрузку. Для осевой нагрузки используют подпятники. По виду трения в опоре они делятся на подшипники качения и скольжения. От их конструкции и точности зависит надёжность работы механизма в целом.

Подшипники качения стандартизованы. Это готовый сборочный узел, состоящий из внутреннего и наружного колец с дорожками качения и тел качения, разделённых сепаратором. По форме тел качения подшипники бывают шариковые и роликовые. Ролики могут быть цилиндрические

конические, бочкообразные, длинные цилиндрические и витые. По направлению нагрузки подшипники делятся на радиальные, радиально-упорные, упорно-радиальные и упорные. По числу тел качения – на одно-, двух- и многорядные. По способу установки опоры они бывают самоустанавливающиеся и несамоустанавливающиеся. Однотипные подшипники разделяются на серии. Основные типы подшипников показаны на рис.15.

Подшипник шариковый радиальный однорядный – предназначен для восприятия радиальной нагрузки, но может воспринимать и осевую нагрузку до 70% от неиспользованной радиальной. Они фиксируют положение вала в радиальном и осевом направлениях.

Подшипник шариковый радиальный сферический двухрядный (самоустанавливающийся) – при взаимном повороте колец до 2-3^о воспринимает радиальную и малую осевую нагрузку.

Подшипник роликовый радиальный с цилиндрическими короткими роликами предназначен для радиальной нагрузки

Подшипник роликовый радиальный сферический двухрядный (самоустанавливающийся) воспринимает повышенную радиальную и осевую нагрузку в пределах 25% от неиспользованной радиальной. Такие подшипники с бочкообразными роликами компенсируют прогибы вала при перекосах колец до 2,5^о. Они фиксируют вал по оси в обе стороны в пределах имеющихся зазоров.

Подшипник роликовый игольчатый воспринимает большие радиальные нагрузки.

Подшипник шариковый радиально-упорный однорядный воспринимает радиальную и одностороннюю осевую нагрузку

Она составляет 70-200% от неиспользованной радиальной нагрузки и зависит от угла контакта шариков с кольцами.

Подшипник роликовый конический воспринимает значительную радиальную и одностороннюю осевую нагрузку

Её величина зависит от угла конусности наружного кольца и составляет 20-150% от неиспользованной радиальной. Т.к. подшипники разъёмные, то кольца можно монтировать на вал и в корпус раздельно.

Упорно-радиальные шариковые подшипники в основном предназначены для радиального нагружения.

Подшипник шариковый упорный воспринимает только осевую нагрузку.

Выпускаются также специальные подшипники: авиационные, коррозионно-стойкие, самосмазывающиеся, малошумные и др. Например, тяжело нагруженные, высокоскоростные подшипники для газотурбинных двигателей.

Выбор подшипника определяется направлением, величиной и характером действия нагрузки, частотой вращения, требуемой долговечностью, условиями монтажа.

Вначале рассматривается возможность установки наиболее простых и дешёвых шарикоподшипников. Выбор других типов должен быть обоснован. Размеры подшипника определяются требованиями грузоподъёмности, диаметром цапфы, исходя из её прочности, условиями размещения опор.

По способу восприятия осевой нагрузки опоры бывают плавающие и фиксирующие осевое перемещение в одном или обоих направлениях. Длинные валы устанавливают на одной плавающей, а на другой – фиксирующей опорах. Короткие, в основном на фиксирующих опорах по схеме «враспор». Для компенсации температурных деформаций обеспечивают осевой люфт 0,05-0,2 мм.

Расчёт подшипников ведут по динамической С, или статической С₀ грузоподъёмности. С – это величина радиальной нагрузки, которую выдерживает подшипник с неподвижным наружным кольцом 10⁶ оборотов. С₀ – сила, при которой остаточная деформация тел качения и колец не превышает 0,0001D.

Долговечность подшипника L определяется его сопротивлением усталостному контактному разрушению

,

где а₂₃-коэффициент, зависящий от материала подшипника и условий его эксплуатации; а₁=0,21-1-коэффициент долговечности, определяемый вероятностью безотказной работы; α=3 для шарикоподшипников и 10/3 для роликовых подшипников.

Эквивалентная нагрузка Р определяется так

,

где F_r,F_a – радиальная и осевая нагрузка; X,Y- коэффициенты радиальной и осевой нагрузки; V=1 или 1,2 при вращении внутреннего или наружного кольца; - коэффициент безопасности и температурный коэффициент.

В каталоге е - безразмерная величина, характеризующая отношение радиального и осевого усилий.

Для подшипников с короткими цилиндрическими роликами

F_a=0,X=1, для упорных подшипников F_r=0,Y=1.

Долговечность подшипника можно найти в час. и сравнить её с ресурсом механизма T_h

,

где n – частота вращения кольца подшипника.

Смазка подшипников уменьшает потери на трение, смягчает удары тел качения о сепаратор и кольца, защищает от коррозии, снижает шум, способствует отводу тепла. Выбор смазки зависит от условий работы, среды, конструкции механизма, особых требований и т.п.

В качестве смазки применяются пластичные материалы ЦИАТИМ-201, Литол-24 и жидкие масла – индустриальные И-5А, И-12А, авиационные МС-14 и другие.

В подшипниках скольжения опорная поверхность вала скользит по рабочей поверхности подшипника, который представляет из себя втулку (вкладыш), запрессованную в корпус механизма. Они делятся на радиальные и упорные.

Различают подшипники сухого, граничного и жидкостного трения. Для первых двух типов существенное влияние на работоспособность оказывает длина подшипника L. При малой длине снижается несущая способность и растёт расход смазки. С увеличением длины падает среднее давление, но повышается температура эксплуатации.

Для подвода смазки к поверхности скольжения во вкладышах выполняются отверстия, сопряжённые с осевыми или кольцевыми канавками. Они располагаются в нерабочей зоне. Смазка может подаваться принудительно под давлением (циркуляционное смазывание) или самотёком (картерное смазывание).

Вкладыши выполняются биметаллическими, когда на стальную, чугунную или бронзовую основу наплавляется тонкий антифрикционный слой (баббиты, мягкие бронзы, неметаллические материалы) и сплошными (текстолит, антифрикционные чугуны).

В результате изгиба валов или при монтаже имеет место кромочный износ вкладыша. Для его компенсации применяются самоустанавливающиеся подшипники, в которых наружная поверхность вкладыша изготавливается по сфере.

При нормальной работе должен изнашиваться вкладыш.

Критериями работоспособности подшипников сухого и граничного трения являются износостойкость и теплостойкость, которые условно оцениваются по формулам

; pv<[pv],

где L,d-длина подшипника и диаметр цапфы; v-скорость;

[p]-допускаемое давление; [pv]-допускаемая величина произведения на скорость, характеризующая отвод тепла.

Потери мощности на трение при угловой скорости ω

W=Tω,

где T=F_rfd/2-момент трения на цапфе; f-коэффициент трения.

Подшипники жидкостного трения делятся на гидростатические и гидродинамические. В первых - смазка подаётся принудительно насосом через дросселирующие отверстия в продольные карманы, равномерно выполненные по окружности вкладыша. Под действием F_r вал идёт вниз, где зазор уменьшается на величину е. Тогда в этой зоне давление возрастает, а вверху уменьшается. Разность давлений в нагруженном и разгруженном карманах стремится восстановить центральное положение вала.

В гидродинамическом подшипнике подъёмная сила возникает при определённой скорости ω. При малой скорости подшипник работает при сухом и граничном трении. Смазка подаётся в зону низкого давления и затягивается в клиновой зазор. При некоторой скорости

вал удерживается на масляном клине, отходит от вкладыша и «всплывает». Жидкостное трение достигается при зазоре в подшипнике больше максимальной высоты неровностей цапфы и отверстия.

Гидродинамический расчёт проводится как проверочный по размерам подшипника и параметрам смазки по вязкости и температуре. Наличие жидкостного трения проверяется при условии, что несущая способность подшипника больше действующей на него нагрузки.

Лекция 16

СОЕДИНЕНИЯ ВАЛ-ВТУЛКА.

К ним относятся соединения с соосными контактными поверхностями деталей для передачи крутящего момента.

Под втулкой понимают зубчатые колёса, полумуфты и т.п.

К шпоночным относятся соединения деталей с валами с помощью шпонок, устанавливаемых в пазах втулки и вала и передающих вращающий момент. Соединения с сегментными и призматическими шпонками показаны на рис.16. Сквозные пазы во втулке выполняются протягиванием, а глухие – долблением. Пазы на валу фрезеруются для призматических шпонок пальцевой фрезой, а для сегментных – дисковой. С помощью шпонки втулка фиксируется на валу в окружном направлении. Втулку устанавливают по посадке с натягом или по переходной посадке и фиксируют по оси упором в бурт вала и поджатием гайкой, или установочным винтом.

Призматические шпонки могут также применяться в качестве направляющих в подвижных соединениях.

Проверку прочности ведут по напряжениям смятия

,

где Т - вращающий момент; - площадь смятия (для призматической шпонки l h/2, для сегментной l(h-t)).

На рис.17 показано соединение цилиндрическими шпонками, в котором достигается более равномерное распределение нагрузки в сочетании с малым ослаблением сечения вала. Штифт ставится в отверстие с натягом. Отверстия сверлятся и развёртываются в сборе. Для осевой фиксации втулки на валу применяют несколько винтов, равномерно расположенных по окружности центрирования. Резьбовые отверстия также выполняются в сборе. При расчёте .

Шлицевые соединения образуются выступами на валу, входящими в пазы соединяемой детали. Они применяются в подвижных и неподвижных соединениях для передачи Т. Они имеют более высокую несущую способность за счёт большей площади рабочих поверхностей и повышенную усталостную прочность из-за меньшей глубины пазов.

По форме профиля зубьев различают прямобочные, эвольвентные и треугольные соединения, что показано на рис.18. Центрирование прямобочных соединений может быть по наружному или внутреннему диаметру, а также по боковым граням. В первом случае достигается лучшая соосность деталей, а в последнем - более равномерное распределение нагрузки.

Соединения с эвольвентными шлицами стандартизованы.

В них наиболее распространено центрирование по боковым сторонам. По сравнению с прямобочными, они имеют увеличенную несущую способность из-за большего числа зубьев и повышенную прочность за счёт увеличенного радиуса скругления у корня зуба.

Шлицы с треугольным профилем применяются в тонкостенных втулках и для замены посадок с натягом.

Шлицевые соединения кроме вращающего момента могут воспринимать изгибающие моменты и радиальную нагрузку.

Поэтому их расчёт ведут по критериям износостойкости и смятия: , где среднее давление на рабочих поверхностях . Здесь d_m-средний диаметр соединения; z-число зубьев; k-коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями.

Профильные соединения показаны на рис.19. В них крутящий момент передаётся лысками, или гранями.

Условие прочности по напряжениям смятия

,

где z-число граней; b-ширина лыски (грани); l-длина соединения.

Осевая фиксация осуществляется установочным винтом, или затяжкой винтами (гайкой) с упором в бурт вала.

Штифтовые соединения служат для соединения втулки и вала с помощью цилиндрических и конических штифтов.

Отверстие под штифт выполняется в сборе, детали при этом предварительно фиксируются установочным винтом. Штифты ставятся в отверстия с натягом. Для гарантии от невыпадения цилиндрического штифта при вибрациях выходы отверстия закерниваются, или засверленные отверстия в штифте расклёпываются (см. рис.20). У выходящего конца конического штифта с прорезью отгибаются лапки.

Отверстие под штифт снижает момент сопротивления вала изгибу и кручению и увеличивает концентрацию напряжений примерно в 2 раза.

При нагружении соединения на поверхности вала в сечении штифта возникают напряжения среза, а на его боковых поверхностях (во втулке) – напряжения смятия.

Условие прочности на срез можно записать так

,

где d_в, - диаметры вала и штифта.

Из условия прочности по напряжениям смятия находят минимальный наружный диаметр втулки

.

В соединениях с натягом момент и осевая нагрузка передаются за счёт сил трения. Вследствие упругой деформации деталей в сопряжении возникает контактное давление р. Поэтому натяг N фиксирует детали в окружном и осевом направлении. Условие сопротивления сдвигу соединения имеет вид рπdlfn>F, где n=0,5 коэффициент запаса сцепления. Сдвигающее усилие может быть осевым и тангенциальным, то есть

.

где ;

;

d-диаметр соединения; d₁-диаметр отверстия вала; d₂-наружный диаметр втулки; E_j,μ_j-модули упругости и коэффициенты Пуассона материалов вала j=1 и втулки j=2.

При изготовлении натяг имеет определённый разброс.

Поэтому величину давления р вычисляют по N_min. Значение натяга N_max ограничивают условием отсутствия во втулке пластической деформации

р_max=σ_T[1-(d/d₂)²]/2.

Для снижения концентрации контактной нагрузки на кромках соединения используют различные конструктивные и технологические мероприятия.

Клеммовое соединение показано на рис.21. При затяжке болтов клемма подвергается изгибу и плотно охватывает вал. На поверхности контакта возникает давление р. Условие прочности соединения определяется из уравнения равновесия полуклеммы. Отсюда, величина усилия затяжки равна

,

где z-число болтов; f-коэффициент трения.

На рис.22 представлено соединение с коническими стяжными кольцами, где моменты и осевые нагрузки передаются силами трения на поверхности контакта вала 5 и ступицы 4. При затяжке гайки 1 пружинные конические кольца 2 и 3 надвигаются друг на друга. Наружные кольца 2 растягиваются и плотно прижимаются к ступице, а внутренние – сжимаются и прижимаются к валу. Давление р на контакте определяет несущую способность соединения.

Лекция 17

СОЕДИНЕНИЯ СВАРКОЙ, ПАЙКОЙ И СКЛЕИВАНИЕМ.

При сварке получают неразъёмные соединения деталей при их местном или общем нагреве, а также пластической деформации. Сварка – один из наиболее производительных методов получения неразъёмных соединений с высоким уровнем механизации и автоматизации. Недостатком сварки является выгорание легирующих элементов и появление остаточных напряжений растяжения, а также деформация деталей. Это приводит к снижению несущей способности и усталостной прочности соединения. В настоящее время освоена сварка легированных сталей, а также некоторых медных, алюминиевых и титановых сплавов.

Различают термический, термомеханический и механический вид сварки. В ЛА применяется дуговая сварка (ручная и автоматическая), микроплазменная, электронно-лучевая и контактная (точечная и роликовая).

При ручной дуговой сварке источником тепла для местного расплава металла является электрическая дуга между электродом и деталями. Для швов большой длины применяют дуговую автоматическую сварку под флюсом, при которой подача электрода и перемещение дуги механизированы.

Для защиты деталей от насыщения газами из атмосферы применяется дуговая сварка в аргоне или вакууме.

При контактной сварке разогрев соединяемых деталей происходит за счёт тепла при прохождении через них электрического тока. К ней относится стыковая, точечная и роликовая сварка. Роликовая сварка применяется для получения герметичных швов в тонкостенных конструкциях с высокой степенью механизации и автоматизации. На рис.23-26 показаны различные типы сварных соединений:

стыковые (23), внахлёст (24), прорезные, проплавные, угловые и тавровые (25). Соединения внахлёст, угловые и тавровые выполняют угловыми швами. Для повышения прочности применяют прорезные и проплавные соединения.

Проплавные - получают проплавлением одного элемента, наложенного на другой. При точечной сварке детали собираются внахлёст и свариваются по точкам касания.

При роликовой сварке точки частично перекрывают друг друга, образуя непрерывный шов.

Расчёт на прочность сварных швов в ЛА ведётся по разрушающей нагрузке F<F_р/f, где F-эксплуатационная нагрузка; f-коэффициент безопасности; F_р - разрушающая нагрузка, определяемая в результате испытаний.

В машиностроении расчёт сварных швов проводят по допускаемым напряжениям. Если стыковой шов работает на растяжение и изгиб в плоскости соединения, то

,

где F-сила; M_и-изгибающий момент; δ-наименьшая толщина свариваемых деталей; l-длина шва.

Угловые швы всех видов рассчитываются на срез. При нагружении шва силой F и изгибающим моментом М_и в плоскости сварки

,

где k-катет шва, расчётная высота шва m=k/sin45^о.

При нагружении на кольцевого шва крутящим моментом Т

.

Условие статической прочности на срез для точечной

сварки (26) ,

где d-диаметр сварной точки; z-число точек.

Для роликовой сварки (26) .

При пайке места соединений нагреваются до температуры плавления припоя, которая должна быть ниже температуры плавления соединяемых материалов. Расплавленный припой растекается по нагретым поверхностям стыка, образуя при охлаждении шов, диффузионно и химически связанный с материалом деталей. Пайка позволяет соединять детали из однородных и разнородных металлов, а также тонкостенные узлы, например, сильфоны.

В плоских паяных конструкциях применяют соединения внахлёстку и встык. Зазор между деталями зависит от вида припоя и паяемых материалов и определяет прочность соединения. Уменьшение зазора до некоторого предела увеличивает прочность, т.к. процесс растворения припоя и материалов деталей распространяется на всю толщину шва, а диффузионный слой и слой раствора – прочнее самого припоя.

Припои бывают низкотемпературные и высокотемпературные на основе меди, никеля, серебра.

Для уменьшения вредного влияния окисления металла в зоне пайки применяются специальные флюсы, которые не только защищают, но и растворяют окисные плёнки, повышая текучесть припоя.

Прочность паяных соединений оценивают по формулам:

,

где l-ширина пайки; δ-толщина детали; b-длина нахлёстки

[σ],[τ]-допускаемые напряжения растяжения для стыкового шва и допускаемые касательные напряжения при работе на срез для соединения внахлёст.

Благодаря высококачественным клеям на основе полимеров, склеиванию подвергаются практически любые материалы. На рис.27 представлены клеевые соединения: внахлёст, врезные, стыковые по косому срезу, а также с накладками. Для повышения прочности соединения внахлёст выполняют так, чтобы плоскость клеевого слоя находилась в плоскости приложения нагрузки, а само соединение работало бы на сдвиг.

Прочность клеевых соединений зависит от толщины слоя клея 0,05-0,15 мм, вязкости клея и давления при склеивании. Находят широкое применение клеи на основе органических полимерных смол: фенольно-каучуковые, эпоксидные и полиуретановые. Расчёт на прочность этих соединений аналогичен расчёту сварных соединений.

К основным преимуществам относится возможность соединения деталей из разнородных материалов, в том числе тонколистовых не поддающихся сварке и пайке; равномерное распределение напряжений и снижение их концентрации; высокая коррозионная стойкость; низкая стоимость и герметичность. Недостатками является старение; ограниченный диапазон рабочих температур -60^о

+300^о; малая прочность при неравномерном отрыве, сложность оснастки и т.п.

Успешно применяются клеи для стопорения резьб, повышения прочности соединений зубчатых колёс с валами

и при установке наружных колец подшипников в корпус.