Разъемные, шпоночные и шлицевые соединения

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. РАЗЪЕМНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

К разъемным относятся такие соединения, которые могут быть разобраны без повреждения деталей.

Резьбовые соединения

Все резьбы стандартизированы в мировом масштабе, то есть резьбы национальных стандартов соответствующих типов взаимозаменяемы.

Типы резьбы и их применение

Рис. 9

1. По профилю резьбы разделяются на следующие типы:

а) остроугольная (треугольная). Основной тип крепежной резьбы. Метрическая резьба имеет угол = 60°, дюймовая - = 55°;

б) прямоугольная;

в) трапецеидальная;

г) упорная (пилообразная).

Резьбы типа (б), (в), (г) называются силовыми и применяются для тех винтовых соединений, в которых желательно иметь меньшие потери на трение (например, в домкратах, натяжных устройствах, подъемниках, винтовых прессах, ходовых винтах).

Прямоугольная резьба, вследствие технологических трудностей ее изготовления, применяется крайне редко и обычно заменяется резьбами типа (в) и (г). Резьба (г), как показано на рисунке, применяется только при одностороннем действии основных нагрузок; при обратном приложении нагрузки потери на трение возрастают. В некоторых случаях применяется также резьба круглого профиля (там, где имеется опасность повреждения острых кромок, например, в пожарном оборудовании, в цоколях электрических ламп).

Сравнение крепежных и силовых резьб

Рис.10

На рис.10 показаны в сравнении профили силовой (б) и крепежной (а) резьб. При равной в обоих случаях осевой нагрузке р крепежная резьба имеет большую силу трения в витках. Сила трения в силовой резьбе:

F_б=Pf

Сила трения в крепежной резьбе:



F_a = Nf = = Pf;

f = .

f f; F_б F_a.

По шагу резьбы разделяются на основные и мелкие. Мелкие резьбы для тех же диаметров имеют меньший шаг того же профиля, что и в основной резьбе. Применение мелких резьб меньше ослабляет сечение деталей и благодаря меньшему углу спирали нарезки лучше предохраняет соединение против самоотвинчивания.

Для диаметров свыше 20 мм уже обычно применяются мелкие резьбы.

Пример обозначения резьбы:

М 16 х 2 - основная; М 16 х 1,5 - мелкая.

Здесь: М - метрическая; 16 - номинальный (наружной) диаметр резьбы в мм; 2 и 1,5 - шаг резьбы в мм.

По числу заходов нарезки

Рис. 11

Однозаходные (рис. 1l a) применяются для крепежных деталей.

Многозаходные (рис. 11 б) - обычно для силовых соединений. Угол наклона спирали нарезки определяется из формул:

для однозаходных резьб - tg = ,

для многозаходных резьб - tg = ,

где Z - число заходов, t - шаг, d_c - средний диаметр.

Цилиндрические и конусные резьбы

Рис. 12

Конусные резьбы (рис. 12) применяется там, где необходимо герметически плотное соединение (пробки, трубы, наконечники арматуры). Применяются конусное резьбы как метрической, так и дюймовой системы измерения.

Для возможности свертывания конических резьб с цилиндрическими, биссектриса угла профиля конусной резьбы по ГОСТ перпендикулярна оси.

Метрические и дюймовые резьбы

Для нового проектирования резьбы дюймовой системы измерения запрещены; они применяются только для ремонтных целей.

В дюймовых резьбах шаг определяется числом ниток резьбы на дюйм.



Элементы крепежных соединений

Рис. 13

Болт (рис. 13 a) требует для размещения гайки много места что увеличивает габариты и вес конструкции. Зато, при обрыве он легко заменяется.

Винт (рис.13 6) может иметь головку разной формы, в частности и шестигранную. Винт ввертывается в корпус и поэтому требует мало места для размещения, что сокращает размеры и вес конструкции. Однако, при сборке, резьба в корпусе (в особенности чугунном или алюминиевом) может быть повреждена. При обрыве трудно извлечь оставшуюся в резьбе часть винта.

Шпилька также ввертывается в корпус, для чего имеет с этой стороны тугую нарезку. При разборке свинчивается только гайка и тугая резьба в корпусе не повреждается. Шпильки рекомендуется применять при чугунных или алюминиевых корпусах.



Силовые зависимости в резьбовом соединении

Рис. 14

а) зависимость между осевой силой и крутящим моментом на оси винта иди гайки при завинчивании

D_c - средний диаметр трения по торцу головки или гайки;

d_c - средний диаметр резьбы;

M_k - крутящий момент на оси ;

P - осевое усилие;

Т - окружное усилие по среднему диаметру резьбы;

N - нормальное усилие взаимодействия между винтом и гайкой, вектор которого смещен на угол трения ;

f - коэффициент трения в торце;

f₁ - коэффициент трения в резьбе.

tg = f₁

При завинчивании возникают моменты трения в резьбе и на торце:

M_k = M_рез + M_гор

M_рез = T= P tg(+)

M_гор = Pf

M_k = P tg(+)+ Pf

M_k = P[tg(+)+ f]

б)определение КПД резьбы

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

КПД - =

= ; = .

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

= .



Средства против самоотвинчивания винтов и гаек

Рис. 15

В машинах, где действуют циклические нагрузки, для всех винтов и гаек должны предусматриваться средства против самоотвинчивания. В порядке убывающей надежности применяются для этой цели: корончатые гайки со шплинтом (рис.15а), отгибные шайбы (рис. 156), завязывание проволокой (рис. 15в), пружинные шайбы (Гровера) (рис. 15г), контргайки (рис.15в) и другие способы.

Материал винтовых соединений

Стандартные винты и гайки изготавливаются из Ст.3, иногда Ст.4 и Ст.5, а также сталей: А-12 (автоматная), Ст.20, Ст.35, Ст.45 и других.

Для более ответственных напряженных соединений применяются: СТ.40Х, СТ.40ХН и другие. Шайбы пружинные изготавливаются из Ст.65Г с термообработкой, отгибные пластины и проволока для завязывания из Ст.1.



Распределение нагрузки по виткам резьбы

Рис. 16

Распределение нагрузки по виткам резьбы вследствие большой жесткости гайки неравномерно, на рис.16 показана эпюра по Н.Е.Жуковскому.

Применив гайку переменной жесткости (показано пунктиром), можно получить более благоприятную эпюру.

Расчет винтовых соединений

Опасными напряженными состояниями для болта или винта могут быть следующие:

а) стержень болта - на разрыв по внутреннему сечению резьбы;

б) резьба гайки - на смятие, срез или изгиб;

в) головка болта - на срез.

В стандартных болтах пункты (б) и (в) равнопрочны с пунктом (а), поэтому рассчитывается только стержень на разрыв. Из этих соображений высота головки h=0,7d, гайки - H=0,8d.

Различают следующие виды резьбовых соединений:

-ненапряженные, воспринимающие только нагрузку;

- напряженные, которые, кроме действующей нагрузки, воспринимают также усилиe дополнительной затяжки.

Расчет ненапряженных болтов (винтов)

Рис. 17

Напряжение разрыва в стержне болта:

= []

где P- осевая нагрузка;

Z - число болтов;

d₁ - внутренний диаметр резьбы;

[] - допускаемое напряжение.

В этой формуле, для упрощения расчетов, приняты некоторые допущения. В действительности явления, происходящие в растянутом стержне болта, более сложны и эпюра распределения напряжений по сечению не вполне равномерна. Эти отклонения учитываются при выборе допускаемых напряжений.



Расчет напряженных болтов при нагрузке центральной осевой силой

Это соединение осуществляется затяжкой болтов илигаек при действующей нагрузке. При этом стержень болта дополнительно нагружен касательными напряжениям от крутящего момента, для компенсации действия которых расчетная нагрузка принимается увеличенной на 30%. Усилие затяжки Р_зат = 1,3Р.

= []

Расчет болтов при нагрузке поперечной сдвигающей силой

Рис. 18

В этом случае возможны следующие варианты расчета:

Вариант А - стандартные болты с зазором (а).

Расчет производится на затяжку соединения осевой силой Р_зат так, чтобы возникающая в стыке сила трения - F противостояла и была равна действию поперечной нагрузки - Р.



F = P = P_зат f

= = []

где f - коэффициент трения в стыке; можно принимать f = 0,2;

Z - число болтов;

1,3 - коэффициент, учитывающий влияние касательных напряжений кручения, возникающих при затяжке в стержне болта.

Вариант Б - призонные (плотные) болты или штифты, втулки, шпонки (б), (в)

В этом случае все крепежные отверстия должны быть обработаны (развернуты) в сборе, а болты в отверстиях установлены по плотной посадке. Только при этом обеспечивается восприятие поперечной нагрузки всеми болтами.

Касательное напряжение среза:

= []

Можно принимать [] = 0,7[]

Достоинства варианта А в том, что применяемые при нем болты - стандартные и обеспечивается взаимозаменяемость соединения; недостаток - потребность в большом количестве болтов, которые не всегда можно разместить.

Достоинство варианта Б в малом количестве необходимых для передачи нагрузки болтов; недостаток - потеря взаимозаме няемости при замене одной из соединяемых деталей (например, вследствие износа). Для восстановления соединения необходимо совместно обработать отверстия на больший размер под болты большего диаметра.

Риc. 19

Если соединение нагружено крутящим моментом в плоскости стыка (рис.19), то сначала определяется касательное усилие P = , которое и является поперечной силой, а затем поступают так, как указано выше по варианту А или Б.

4. Резьбовые соединения, нагруженные центральной отрывающей силой, когда требуется гарантированная плотность стыка

При действии отрывающей силы Р необходима начальная затяжка, обеспечивающая плотность и жесткость стыка. Часть нагрузки Р дополнительно нагружает винты, остальная часть Р - Р идет на разгрузку стыка. Задача распределения нагрузки между винтом и стыком - статически неопределимая и решается из условий совместной их деформации.

Совместная деформация

= P_b = (1-)P_c

_b и _c- податливость винта и стыка при действии единичной силы.

Отсюда:



=

Податливость винта по закону Гука

_c =

Рис. 20

Податливость стыка определяется на основания так называемых конусов давленая (рис.20) опытным путем, например, по опытной формуле:

_c =

Из условия сохранения плотности (нераскрытия стыка) определяется усилие затяжки:

KP = P_зат + KP; P_зат = KP(1 - ).



где К - коэффициент затяжки. Для статической нагрузки К = 1,3+1,5, для динамической -К= 1,5+l,4.

Расчетная нагрузка:

P_p = 1,3P_зат+P

4а. Расчет болтов крепления крышек резервуаров с внутренним давлением

Рис. 21

В этом случае (рис.21) болты должны быть затянуты так, чтобы не только преодолеть нагрузку от сил внутреннего давления, но также дополнительно сжать прокладку для обеспечения герметичности стыка. Усилие затяжки:

P_зат = Р + Р_пр

P_зат =

Здесь: - внутреннее давление в резервуаре;

К - коэффициент, учитывающий сжатие прокладки;

К = 2 - 3,5.

Число болтов Z необходимо проверить по условию их размещения на среднем диаметре стыка D_с. Шаг размещения болтов

t =

должен быть таким, чтобы между болтами оставалось достаточно Места для ключа, завертывающего гайку или болт.

4б. Расчет болтовых соединений при действии отрывающего момента в плоскости перпендикулярной стыку

Нагрузка Р разлагается по осям и дает следующие составляющие:

1) нормальная сила

N = P sin

2) касательная сила

Q = P cos

3) отрывающий момент

M = Qh = Ph cos

Из условия плотности (нераскрытия) стыка:

_N = - нормальные растягивающие напряжения в стыке;



_U = - изгибающие напряжения в стыке;

_зат = - напряжения затяжки в стыке, которые должны перекрыть действие _N и _U.

_min = _зат - _u + _N []₀

_max = _зат - _u + _N []_cм

[]₀ - наименьшее допускаемое давление смятия в стыке (по таблицам);

[]_cм - наибольшее допускаемое давление смятия в стыке.

Определяем напряжение затяжки и усилие затяжки болтов Р_зат:

_зат = []₀ + _u + _N = []₀ +

Р_зат = _затАВ

Полагая, для упрощения расчетов, фланцы достаточно жесткими, а болты - податливыми, определяем напряжения в болтах по усилию их затяжки:

= []



Рис. 22

Проверяем стык на сдвиг касательной силой

Q < F = P_зат f

где F- сила трения в стыке; f - коэффициент трения в стыке.

Расчет болтов при внецентренно приложенной силе

В этом случае (например, рис.23) загрузка приводится к отрывающей силе P и изгибающему моменту M = Pl. Полное нормальное напряжение равно сумме напряжений от этих нагрузок:



= _p + _м = []

Следует учесть, что напряжения изгиба могут в несколько раз превышать напряжения разрыва и представлять большую опасность для соединения.

Рис.23

Резьбовые соединения, работающие при циклических нагрузках

При циклических нагрузках (чаще всего пульсирующего цикла) большую опасность представляют усталостные явления, которые могут служить причиной аварийных разрушений. Усталостные разрушения начинаются с образования микротрещин, которые возникают в местах наибольшей концентрации напряжений, поэтому в конструкции болтов и винтов большое внимание должно быть уделено целесообразной геометрической их форме. Для оценки концентрации напряжений пользуются гидравлической аналогией, которая выражается так: если контур детали представить как трубу, в которой движется жидкость, то там, где поток турбулентный (вихревой), должны возникнуть местные напряжения, величина которых пропорциональна интенсивности вихрей.

Местные напряжения возникают:

- в местах резкого перехода сечений,

- в канавках с острыми углами,

- при малых радиусах округлений,

- в переходах от стержня к резьбе,

- в переходах к зоне закалки ТВЧ,

- при некруглых отверстиях.

С этой точки зрения на рис.24 показаны примеры нерациональной (а) и рациональной (в) конструкций болтов.

Рис. 24

Для смягчения ударов нагрузки болты должны быть достаточно длинными.

Допускаемые напряжения в болтах и винтах

При постоянных нагрузках критерием прочности служит предел текучести материала.

[] = ;[] = 0,7[].



n = коэффициент безопасности, n = 1,5+ 3.

При циклических нагрузках критерием прочности служит предел усталости (выносливости) материала

[] = ;

Здесь: - масштабный фактор, характеризующий механические свойства реальных болтов по сравнению с испытываемыми образцами. Для болтов небольших диаметров = 1;

_-1 - предел усталости при симметричном цикле.

Для углеродистых сталей _-1 = 0,43 _b

Для легированных сталей _-1 = 0,35 _b + (70-120) МПа

n₁ - запас прочности к пределу усталости (по таблицам);

K - коэффициент концентрации напряжений (по таблицам).

Передача "винт-гайка"

Служит для преобразования вращательного в поступательное движение, применяется в домкратах, подъемниках, винтовых прессах, натяжных устройствах и ходовых винтах. К достоинствам передачи относятся возможность получения значительных передаточных отношений, малые габариты и бесшумная работа; недостатком является сравнительно низкий КПД в связи с большими потерями на трение в резьбе. Для уменьшения трения применяют трапецеидальную или упорную резьбу; гайка изготавливается из антифрикционного материала (обычно бронзы), винт должен иметь твердую и чисто обработанную поверхность нарезки.



Рис.25

P - осевая сила;

M_k = Ql - крутящий момент на оси винта;

d, d_c, d₁ - наружный, средний и внутренний диаметры винта;

H - высота гайки;

t - шаг нарезки,t = d-d₁;

[]_см - допускаемое напряжение смятия в резьбе гайки (по таблицам).

Диаметр винта определяется в зависимости от прочности резьбы гайки на смятие

_см = []_см

Обозначив относительную высоту гайки , получаем:

_см = ; d_c = ; = 1,5 - 2,5.



Полученное значение округляется до ближайшего большего по таблицам резьб по ГОСТ.

Затем производятся проверка винта на совместное сжатие и кручение:

= - по III теории прочности

_изг = ; _к = .

Длинные винты, имеющие гибкость 70, проверяются на продольный изгиб по формуле:

_сок = []_сок

Здесь: - табличный коэффициент уменьшения допускаемого напряжения, зависящий от гибкости стержня; F₁ -площадь сечения винта по внутреннему диаметру

=

l - приведенная длина стержня винта;

- коэффициент заделки концов стержня; для домкратов и подъемников (рис. 26 а) = 2; для ходовых винтов (рис. 26 б) = 1;

i - радиус инерции сечения винта по внутреннему диаметру резьбы;

J - момент инерции минимального сечения



i =

Для круглого сечения

J₁ = ;

F₁ = ;

i = .

Рис. 26

ШПОНОЧНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

Служат для передачи крутящего момента от вала к ступице или наоборот.

Наибольшее распространение получили ненапряженные шпоночные соединения, в которых окружное усилие воспринимается боковыми поверхностями шпонок (рис. 27 а, б, в).



Рис. 27

Призматические шпонки (а, б) плотно устанавливаются в фрезерованный для них на валу паз (а - для пальцевой фрезы, б - для дисковой). Сегментные шпонки Вудруфа (б) отличаются простотой изготовления (шлифовка штампованных полудисков на магнитном столе). Для них применяются специальные дисковые фрезы.

В напряженных - клиновых шпоночных соединениях, осуществляется радиальный натяг за счет клинообразной формы шпонки, который воспринимает значительную часть окружного усилия. Однако эти шпоночные соединения создают смещение ступицы относительно оси вала, следствием чего является дисбаланс вращающихся деталей. Поэтому такие шпонки в настоящее время применяются сравнительно редко, а в точном машиностроении совершенно не используются.

Призматические и сегментные шпонки стандартизованы и подбираются по таблицам ГОСТ в зависимости от диаметра вала. Длина шпонок рассчитывается. Материал шпонок

Ст. 45, Ст. 50, для призматических шпонок - чистотянутая по профилю. Как правило, применяют лишь одну шпонку вследствие трудности пригонки нескольких (не более двух).

Расчет ненапряженных шпоночных соединений

Для упрощения расчета предполагается равномерная эпюра распределения нагрузок на боковую поверхность шпонки (хотя в действительности она неравномерна).

Шпонки рассчитываются на смятие и срез от действующего по диаметру вала окружного усилия

где h, b, l - высота, ширина и длина шпонки;

[]_см, [] - допускаемые напряжения смятия и среза (по таблицам).

Длина шпонки выбирается по более опасному напряженному состоянию.

3. ШЛИЦЕВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

Шлицевые соединения можно рассматривать как многошпоночные, в которых шпонки как бы изготовлены заодно с валом. В последние годы, в связи с общим повышением напряжений в деталях машин, шлицевые соединения получили самое широкое распространение взамен шпонок. Этому способствует оснащение промышленности специальным оборудованием - шлицефрезерными и протяжными станками. В сравнении со шпоночными шлицевые соединения имеют большую нагрузочную способность, лучше центрируют соединение и меньше ослабляют вал.

По профилю различают следующие шлицевые соединения (рис. 28):

прямобочные (а) - число шлиц Z = 6, 8, 10, 12;

звольвентные (б)- число шлицZ = 12, 16 и более;

треугольные (в) - число шлицZ = 24, 36 и более.

Рис. 28

Эвольвентные шлицы создают меньшую концентрацию напряжений у основания шлица, поэтому в настоящее время получают преимущественное распространение. Треугольные шлицы мелкие, поэтому мало ослабляют вал, однако они способны передавать лишь относительно небольшую нагрузку.

Шлицевые соединения применяются с центрированием ступицы по валу (рис. 29): резьба шпоночный шлицевой ступица

а) по наружному диаметру;

б) по внутреннему диаметру;

в) по боковым граням.

Рис. 28 а



Соединение (в), во избежание термических короблений, требует чистовой протяжки ступицы после термообработки, поэ тому твердость ступицы не может быть выше HRC=30. Соединение (б) требует шлифовки вала по посадочному диаметру на специальных станках, зато ступица может быть твердой, так как посадочный диаметр шлифуется на обычных внутришлифовальных станках. Соединение (в) допускает твердые шлицы на валу и на ступице, однако для обеспечения сборки, считаясь с возможных короблением шлицов при закалке, зазоры в соединении должны быть увеличенными.

Расчет шлицевых соединений

Как и шпонки, шлицы рассчитывается на смятие и срез:

_см = []_см

= [] Р =

где R_c - средний радиус шлицов;

М_k - крутящий момент на оси вала.

Размещено на Allbest.ru