Критерии работоспособности и расчет деталей машин

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Основные критерии работоспособности деталей машин и влияющие на них факторы

Цель расчета деталей машин - определение материала и геометрических размеров деталей. Расчет производится по одному или нескольким критериям.

Прочность - главный критерий - способность детали сопротивляться разрушению под действием внешних нагрузок. Следует различать прочность материала и прочность детали. Для повышения прочности надо использовать правильный выбор материала и рациональный выбор формы детали. Увеличение размеров - очевидный, но нежелательный путь.

Жесткость - способность детали сопротивляться изменению формы под действием нагрузок.

Износостойкость - способность детали сопротивляться истиранию по поверхности силового контакта с другими деталями. Повышенный износ приводит к изменению формы детали, физико-механических свойств поверхностного слоя.

Меры по предупреждению износа:

а) правильный подбор пар трения;

б) снижение температуры узла трения;

в) обеспечение хорошей смазки;

г) предотвращение попадания частиц износа в зону контакта.

Теплостойкость - способность детали сохранять свои расчетные параметры (геометрические размеры и прочностные характеристики) в условиях повышенных температур. Заметное снижение прочности наступает для черных металлов при t = 350-4000, для цветных - 100-1500. При длительном воздействии нагрузки в условиях повышенных температур наблюдается явление ползучести- непрерывная пластическая деформация при постоянной нагрузке.

Для увеличения теплостойкости используют:

а) материалы с малым коэффициентом линейного расширения;

б) специальные жаропрочные стали.

Виброустойчивость - способность детали работать в заданном режиме движения без недопустимых колебаний.

Надежность - способность детали безусловно работать в течение заданного срока службы.

Кн= 1-Q (1.1.1),

где Кн - коэффициент надежности - вероятность безотказной работы машины,

Q - вероятность отказа детали.

Если машина состоит из n деталей, то Кн = 1- nQ , то есть меньше единицы, чем меньше деталей в машине, тем она более надежная.

2. Соединения, характеристика

Соединения деталей в механизмах бывают подвижные и неподвижные. Наличие подвижных соединений в машине обусловлено ее кинематической схемой. Неподвижные соединения обусловлены целесообразностью расчленения машины на узлы и детали для того, чтобы упростить производство, облегчить сборку, ремонт, транспортировку и т.п.

Разъемные соединения допускают многократную сборку и разборку соединенных деталей. К таким соединениям относятся резьбовые, шпоночные, шлицевые, клеммовые, штифтовые, профильные.

Неразъемные соединения не допускают разборки деталей без их повреждения. К этой группе относят соединения сварные, заклепочные, паяные, клеевые и с гарантированным натягом.

Соединения являются важными элементами конструкций. Многие аварии и прочие неполадки в работе машин обусловлены неудовлетворительным качеством соединений.

Так, например, опытом эксплуатации отечественных и зарубежных самолетов установлено, что долговечность фюзеляжа определяется, прежде всего, усталостными разрушениями, из которых 85 % приходится на резьбовые и заклепочные соединения. В конструкциях современных тяжелых широкофюзеляжных самолетов (Ил-86, Ан-124) насчитывается до 700 тыс. болтов и до 1,5 млн. заклепок.

Основным критерием работоспособности и расчета соединений является прочность.

3. Геометрические параметры метрической резьбы

d - наружный диаметр;

d1 - внутренний диаметр

d2 - средний диаметр (диаметр воображаемого цилиндра, образующая которого пересекает резьбу в таком месте, где ширина выступа равна ширине канавки);

h - рабочая высота профиля;

Р - шаг (расстояние между одноименными сторонами соседних профилей, измеренное в направлении оси резьбы)

Pn - ход (относительное осевое перемещение гайки за один оборот);

ц - угол подъема (угол подъема развертки винтовой линии по среднему диаметру)

4. Основные случаи расчёта резьбовых соединений (на выбор три случая)

Случай 1. Болт затянут силой F₀, внешняя нагрузка отсутствует. Примером являются болты для крепления крышек корпусов механизмов и машин (см. рис. 19.3). В момент затягивания болт испытывает растяжение и скручивание. Напряжение растяжения от силы F₀:

Напряжение скручивания от момента сопротивления в резьбе:

Таким образом, расчет винтов, работающих на совместное действие растяжения и скручивания, можно вести на одно растяжение, принимая при этом не силу затяжки F₀, а увеличенную с учетом скручивания силу F_PX4.

Для метрических резьб в среднем

(6.11)

Для трапецеидальных резьб F_m,, = l,25F₀. Для упорных и прямоугольных резьб F_pac4=l,2F₀. Минимально допустимое значение расчетного диаметра а"_р резьбы болтаопределяют из условия прочности:

откуда

(6.12)

где [у]_р -- допускаемое напряжение растяжения:

(6.13)

Здесь а_т -- предел текучести материала болта; [s]_т -- коэффициент запаса прочности.

Коэффициент запаса прочности[s]_T при расчете болтов с неконтролируемой затяжкой принимают по табл. 6.4 в зависимости от материала и диаметра резьбы d.

Таблица 6.4. Значения коэффициента запаса прочности [х]_т при расчете болтов с неконтролируемой затяжкой

Сталь	Значения коэффициента \s\T при г/, мм
6... 16	16...30	30...60
Углеродистая Легированная	5...4 6...5	4...2,5 5...3,3	2,5..1,6 3,3...3,0

В начале проектировочного расчетаориентировочно задаются номинальным диаметром d резьбы и по табл. 6.4 принимают [s\_T. Если в результате расчета получают диаметр d, который не лежит в ранее принятом интервале диаметров, то задаются новым значением d и расчет повторяют.

Минимально допустимое значение расчетного диаметра d'_v резьбы вычисляют по формуле (6.12) и по стандарту (см. табл. 6.1) принимают диаметры d, d₂ и d_v По формуле (6.9) определяют расчетный диаметр г/_р принятой резьбы и проверяют условие d_p > d'_p.

Для силовых соединений не применяют болты диаметром d<8 мм, так как болты малых диаметров легко разрушить при неконтролируемой затяжке.

Рис. 6.29. Винтовая стяжка

Приведенный выше расчет применяют также и для винтовых стяжек (рис. 6.29).

При контролируемой затяжке (контроль осуществляют динамометрическими ключами, деформируемыми шайбами и др.) значение [s]_T не зависит от диаметра d резьбы. В этом случае для углеродистых сталей \s]_T =1,7...2,2; для легированных -- [.s]_T = 2...3.

Расчет резьбового соединения ведут в последовательности, изложенной в решении примера 6.2.

Пример 6.2.Винтовая стяжка имеет два резьбовых отверстия с правой и левой метрической резьбой крупного шага (рис. 6.29). Определить номинальный диаметр резьбы винтов, если на соединение действует осевая сила F,,= 20 кН. Материал винтов --сталь марки 20, класс прочности 4.6. Затяжка неконтролируемая.

Решение. 1. Для резьбового соединения с неконтролируемой затяжкой по табл. 6.4 принимаем И_т = 3 в предположении, что номинальный диаметр d резьбы находится в интервале 16...30 мм. По табл. 6.3 о_т = 240 Н/мм².

Допускаемое напряжение[формула (6.13))

2. Расчетная сила[формула (6.11)]

3. Минимально допустимое значение расчетного диаметра резьбы винтов[формула (6.12)]

Случай 2. Болтовое соединение нагружено с двигающей силойF. Чаще всего в таком соединении (рис. 6.30) болт ставят с зазором в отверстия деталей.При затяжке болта на стыке деталей возникают силы трения, которые препятствуют относительному их сдвигу. Внешняя сила F непосредственно на болт не передается.

Расчет болта проводят по силе затяжки F₀:

(6.14)

где К= 1,4...2 -- коэффициент запаса по сдвигу деталей; f-- коэффициент трения; для стальных и чугунных поверхностейf=0,15...0,20; i -- число стыков (на рис. 6.30 / = 2); z--число болтов.

При затяжке болт работает на растяжение и скручивание, следовательно, F_pac4=1,3F₀ [см. формулу (6.11)].

Расчетный диаметр резьбы болта определяют по формуле (6.12). Допускаемое напряжение [у]_р подсчитывают так же, как в первом случае расчета.

В болтах, поставленных с зазором, сила затяжки F₀ значительно больше сдвигающей силы F, что требует больших диаметров болтов или большого числа их. Так, при К= 1,5, i= 1, f=0,15 и z= 1 по формуле (6.14)

Рис. 6.31. Устройства для разгрузки резьбовых деталей от сдвигающих сил

F₀= 1,5F/(1 * 0,15*1) = 10F.

Для уменьшения силы затяжки болта при нагружении соединения сдвигающей силой применяют различные замки, втулки, штифты и др. (рис. 6.31). Роль болта в таких случаях сводится к обеспечению плотного соединения деталей.

Для уменьшения диаметров болтов применяют также болты для отверстий из-под развертки. Они могут быть (рис. 6.32) цилиндрическими (а) или конусными (б). Затяжка соединения гайкой предохраняет болт от выпадания, увеличивает несущую способность соединения за счет трения на стыке. Работают такие болты на срез, как штифты. Диаметр стержня болта d₀ определяют из условия прочности на срез:

(6.15)

где /= 1...2 -- число плоскостей среза (на рис. 6.32 /=1); Z -- число болтов; [т]_ср -- допускаемое напряжение на срез стержня болта:

(6.16)

Пример 6.3.Стальные полосы соединены с помощью двух болтов, поставленных в отверстия с зазором, и нагружены постоянной силой /*"= 2,8 кН (см. рис. 6.30). Материал болтов -- сталь марки 20, класс прочности 4.6. Затяжка неконтролируемая. Определить резьбу болтов.



Рис. 6.32. Схема для расчета болтов, поставленных без зазора в отверстия из-под развертки

Случай 3. Болтовое соединение предварительно затянуто при сборке и нагружено внешней осевой растягивающей силой.Этот случай соединения часто встречается в машиностроении для крепежных крышек цилиндров (рис. 6.33, а, б), находящихся после сборки под давлением, головок блоков цилиндров ДВС, крышек подшипниковых узлов и т. п.

Обозначим: F_n -- сила предварительной затяжки болта при сборке; F-- внешняя растягивающая сила, приходящаяся на один болт.

Предварительная затяжка болта при сборке должна обеспечить плотность соединения и отсутствие раскрытия стыка после приложения внешней (рабочей) силы F. При действии на затянутое соединение внешней осевой растягивающей силы F детали соединения работают совместно: часть внешней силы %F дополнительно нагружает болт, остальная часть (1 --x)F-- разгружает стык. Здесь % -- коэффициент основной (внешней) нагрузки.

Рис. 6.33. Схема для расчета болтового соединения:

а --болт затянут, соединение не нагружено; б--болт затянут, соединение нагружено

Задача о распределении нагрузки между болтом и стыком является статически неопределимой и решается из условия совместности перемещений болта и соединяемых деталей до раскрытия стыка. Под действием внешней растягивающей силы болт дополнительно удлиняется на А/_б. На то же значение Д/_л = Д/_б уменьшается сжатие деталей.

По закону Гука упругие удлинения (укорочения) прямо пропорциональны приращениям нагрузок, т. е.

где л_б и л_д -- податливости соответственно болта и соединяемых деталей, численно равные изменениям длин под действием сил в 1 Н. Из курса «Сопротивления материалов» известно, что для бруса постоянного сечения л = l/(ЕА), где l, Е, А -- соответственно длина, модуль продольной упругости и площадь поперечного сечения бруса (см. [9]).



Суммарная сила, действующая на болт,

(6.17)

Для снижения дополнительной нагрузки чF ^на болт желательны малые значения ч для чего болт должен быть податливым (длинным и малого диаметра), а детали стыка -- жесткими (массивными, без прокладок). В этом случае почти вся внешняя сила F идет на разгрузку стыка и мало нагружает болт. При большой податливости деталей и стыка (наличие толстых упругих прокладок) и малой податливости болта (короткий и большого диаметра) большая часть внешней силы F передается на болт.

Для ответственных соединений коэффициент х основной нагрузки находят экспериментально.

В приближенных расчетах принимают:

для соединений стальных и чугунных деталей без упругих прокладок Х = 0,2;

для соединений стальных и чугунных деталей с упругими прокладками (паронит, резина, картон и др.) ч= 0,3...0,4.

Формула (6.17) справедлива, пока не началось раскрытие стыка деталей и не нарушилась плотность соединения. Минимальная сила предварительной затяжки болта, обеспечивающая нераскрытие стыка деталей,

Практически предварительная затяжка болтаF₀ должна быть больше F_0min Из условия нераскрытия стыка соединяемых деталей принимают:

(6.18)



где К_ш -- коэффициент запаса предварительной затяжки: при постоянной нагрузке К._ш= 1,25...2; при переменной нагрузке Ј,_ат = 2,5...4.

При расчете болта на прочность в формуле (6.17) необходимо учесть влияние момента сопротивления в резьбе при затяжке.

Расчетная сила болтас учетом влияния скручивания при затяжке:

(6.19)

Расчетный диаметр резьбы болта определяют по формуле (6.12). Допускаемое напряжение на растяжение болта подсчитывают по формуле (6.13), назначая коэффициент запаса прочности [s]_T для контролируемой или неконтролируемой затяжки.

5. Расчёт группы болтов (соединение нагружено моментом в плоскости стыка соединяемых деталей)

Соединение нагружено моментом

Полагают, что деформации и усилия болтов пропорциональны их расстояниям от центра тяжести стыка. Эти усилия направлены перпендикулярно радиусам, проведенным из центра тяжести стыка к центрам сечений болтов (аналогия между распределением усилий по болтам и распределением касательных напряжений в поперечном сечении круглого бруса при кручении)

Усилие, приходящееся на наиболее удаленный болт

где, r _max - наибольшее расстояние от центра тяжести стыка до центра сечения болта

z - число болтов.

Болты, поставленные с зазором, проверяют на силу «затяжки»

где [Р ] - допускаемая осевая нагрузка.

Для кольцевого стыка все z болтов находятся в одинаковых условиях

Поэтому требуемая сила затяжки и условие прочности



6. Сварные соединения, характеристики

Сварное соединение - это элемент конструкции или участок изделия, на котором с помощью сварки производится соединение двух его деталей в одну. При этом отдельные детали соединения могут состоять как из одного и того же металла, так и из разнородных металлов и их сплавов.

Сварные соединения и их характеристики - это очень важная классификация, на основании которой определяется применяемый метод сварки и выбираются ее режимы.

Виды сварных швов.

Сварной шов - это место сплава разных элементов одной конструкции. Во время сварки металл в этом месте расплавляется, а впоследствии, остывая, кристаллизуется, что обеспечивает прочность и герметичность шва.

Сварные швы могут иметь различную форму сечения. По этому параметру сварные швы подразделяются на: стыковые, угловые, прорезные или электрозаклепочные.

В зависимости от того, какой сварной шов наблюдается на месте соединения двух деталей изделия, различают различные виды сварного соединения, каждый из которых имеет свои отличительные особенности и сферы применения.

Все сварные соединения можно разделить на: стыковые соединения, угловые соединения, тавровые соединения, нахлесточные соединения, торцевые соединения.

Характеристики сварных соединений.

Теперь рассмотрим поподробнее различные сварные соединения и их характеристики.

Стыковое соединение - это сплав двух деталей изделия, расположенных на одной плоскости, с использованием сварных технологий. При стыковом соединении части прикасаются друг к другу своей торцевой стороной. Выделяют разные подвиды стыковых соединений:

- соединение, не имеющее скоса кромки

- соединение со скосом кромки криволинейной формы

- соединение со скосом кромки V-образной формы

- соединение со скосом кромки Х-образной формы

Угловое соединение - это сплав разных составных частей конструкции или разных деталей одного изделия, размещенных под определенным углом по отношению друг к другу. Сварной шов при этом располагается в том месте, где отдельные детали соприкасаются.

Тавровое соединение - это сплав разных элементов одного изделия, где одна деталь конструкции своим торцевым концом присоединяется к боковой поверхности второй детали.

Нахлесточное сварное соединение - это сплав разных элементов изделия, при котором оба элемента расположены на параллельных плоскостях по отношению друг другу и отчасти друг на друга накладываются.

Торцевое сварное соединение отличается от прочих видов тем, что отдельные его элементы привариваются друг к другу боковыми поверхностями.

Выбор вида сварного соединения зависит от конфигурации конечного элемента и от того, какие требования к соединению предъявляются. В результате должно получиться работоспособное изделие, которое способно переносит высокие нагрузки, не поддаваться воздействию окружающей среды и не проявлять усталостное разрушение. Часто именно от качества сварного соединения и от правильности выбора его разновидности зависит долговечность получаемого изделия, поэтому очень важно внимательно подходить к этому этапу работы и учитывать при этом не только то, где именно и как должно работать получаемое изделие, но и то, из каких материалов и их сплавов оно состоит. При этом одинаково важна и квалификация самого сварщика, и квалификация мастера, занимающегося проектированием сварной конструкции.

7. Расчёт на прочность сварных соединения, выполненных стыковыми фланговыми, лобовыми и комбинированными швами

Стыковое соединение в большинстве случаев является наиболее простым и надёжным. Разделку кромок соединяемых элементов выполняют при средних и больших толщинах с целью образования шва по всей толщине детали.

Расчёт на прочность стыкового соединения принято выполнять по размерам сечения детали в зоне термического влияния. Возможное снижение прочности деталей, связанное со сваркой, учитывают при назначении допускаемых напряжений.

При расчёте полосы, сваренной встык (рисунок 5.7, а) и нагруженной растягивающей силой F, условие прочности определяют по формуле

. (5.3)

При нагружении изгибающим моментом М (рисунок 5.7, б) условие прочности определяют по формуле

. (5.4)

Условие прочности при совместном действии F и M определяют по формуле

. (5.5)

где и - ширина и толщина полосы соответственно; длину шва принимают равной ширине полосы соответственно; - допускаемое напряжение растяжения для сварных соединений (см. подразд. 5.2); А - площадь поперечного сечения шва, мм²; W - осевой момент сопротивления сечения, мм³.

Иногда для повышения прочности стыкового соединения применяют косые швы. Расчёт этих соединений производят по тем же формулам, приняв значение допускаемого напряжения сварного соединения, равным допускаемому напряжению основной детали .

Расчёт нахлёсточных соединений (лобовых, фланговых, комбинированных), выполненных угловым швом, унифицирован и производится по условным касательным напряжениям среза. Условие прочности при нагружении растягивающей силой F:

, (5.6)

где - допускаемое напряжение на срез для сварного шва; k - катет шва; - суммарная длина швов.

В целях уменьшения неравномерности распределения напряжений по длине шва ограничивают длину фланговых швов .

Когда короткие фланговые швы недостаточны по условию прочности, то соединение усиливают прорезным швом длиной (см. рисунок 5.8, а). Действительные напряжения в этом случае определяют по формуле

. (5.7)

Рисунок 5.8 - Схемы нагружения нахлесточных соединений

Если одна из соединяемых деталей асимметрична, то расчёт прочности производится с учётом нагрузки, воспринимаемой каждым швом. Например, если к листу приварен уголок (рисунок 5.8, б), то считают, что равнодействующая нагрузка F проходит через центр тяжести (ЦТ) поперечного сечения уголка с координатами z₀ и (b-z₀) и распределяется по швам обратно пропорционально этим координатам:

. (5.8)

На этом основании

и . (5.9)

Для выполнения условия равнопрочности длины швов должны удовлетворять условию:

; . (5.10)

При нагружении лобового шва моментом Т (рисунок 5.9, а) напряжения по длине шва распределяются неравномерно (подобно тому, как распределяются нормальные напряжения в поперечном сечении балки при изгибе). Условие прочности лобовых швов по касательным напряжениям:

, (5.11)

где - полярный момент сопротивления сечения швов в плоскости разрушения.

Рисунок 5.9 - Схемы нагружения нахлесточных соединений



8. Шпоночные и шлицевые соединения

9.1. Шпоночные и шлицевые соединения служат для закрепления на валу (или оси) вращающихся деталей (зубчатых колес, шкивов, муфт и т. п.), а также для передачи вращающего момента от вала 1 к ступице детали 2 или, наоборот, от ступицы к валу (рис. 9.1и 9.2).

Сколько деталей включает шпоночное и сколько -- зубчатое соединение! Как называется деталь 3 нарис. 9.1?

9.2. По конструкции шпонки подразделяют на:

* призматические со скругленными (рис. 9.3, а, в) и плоскими торцами (рис. 9.3, б, г); эти шпонки не имеют уклона и их закладывают в паз,

Рис. 9.1. Соединение шпонкой: / -- вал; 2 -- ступица; 3 -- шпонка

Рис. 9.2. Зубчатое (шлицевое) соединение: 1 -- вал; 2 -- ступица колеса

Рис. 9.3. Конструкции шпонок: а, в -- шпонки со скругленными торцами: б, г -- шпонки с плоскими торцами; д -- сегментная шпонка; е, ж, з -- клиновые шпонки выполненный на валу (рис. 9.3, в, г -- шпонки имеют отверстия для их закрепления);

* сегментные (рис. 9.3, и); представляют собой сегментную пластину, заложенную закругленной стороной в паз соответствующей формы, профрезерованный на валу (рис. 9.4); эти шпонки часто применяют для конических концов валов;

* клиновые без головки (рис. 9.3, е, ж) и с головкой (рис. 9.3, з); эти шпонки имеют уклон

1:100 и вводятся в пазы с усилием (обычно ударами молотка). Условия работы этих шпонок одинаковы. Головка предназначена для выбивания шпонки из паза; * специальные шпонки.

Шпонки призматические, сегментные, клиновые стандартизованы. Для изготовления шпонок применяют углеродистые стали 45; 50; 60; Стб; для изготовления специальных шпонок применяют легированные стали.

Рис. 9.4. Соединение сегментной шпонкой

9.3. Все основные виды шпоночных соединений можно разделить на две группы: ненапряженные и напряженные.

К ненапряженным относят соединения с призматическими (рис. 9.5, а), сегментными (рис. 9.5, б) и круглыми (рис. 9.5, в) шпонками. Шпоночные пазы на всех валах выполняют дисковыми (рис. 9.6, а) или торцовыми (рис. 9.6, б) фрезами. В ступицах деталей шпоночные пазы можно получить как на фрезерных, так и на долбежных станках. Размеры пазов определяют расчетным путем с учетом требований стандарта. -

Для сегментных шпонок пазы выполняют, как показано на рис. 9.4 и 9.5, б; для клиновых -- паз на втулке обрабатывают с уклоном, равным углу наклона шпонки (рис. 9.5, г); для цилиндрических -- получают сверлением (рис. 9.5, в).

Рис. 9.5. Виды шпоночных соединений: а, б, в -- ненапряженные соединения; г -- напряженные соединения

Рис. 9.6. Изготовление пазов под установку шпонок

Рис. 9.7

Рис. 9.8. Соединения клиновыми шпонками

Рис.9.9

Соединения, в которых применяют клиновые шпонки, относят к напряженным соединениям. В напряженных соединениях клином, вводимым между валом и ступицей, создаются значительные нормальные силы. Эти силы обеспечивают достаточное трение для передачи вращающего момента.

Для создания фрикционной связи между валом и ступицей используют клиновые шпонки, показанные на рис. 9.3, е--з (паз выполняют только во втулке). С нижней стороны шпонку (рис. 9.8, а) обрабатывают в виде вогнутой цилиндрической поверхности с радиусом, равным радиусу вала. Во втулке выполняют уклон. Вращающий момент передается за счет сил трения.

Клиновые фрикционные шпонки применяют для передачи незначительного вращающего момента, а также в тех случаях, когда необходимы частые перестановки деталей на валу в осевом направлении.

Шпонки на лыске (рис. 9.8, б) устанавливают в пазу втулки с уклоном 1:100. На валу фрезеруют плоскость (вал с лыской). Такая обработка ослабляет вал значительно меньше, чем прямобочные пазы, однако эта шпонка может передать меньший момент, чем врезная.

9.4.Зубчатые (шлицевые) соединения.

В зависимости от профиля зубьев различают три основных типа соединений:

* с прямобочными (рис. 9.10, а);

* с эвольвентными (рис. 9.10, б);

* с треугольными (рис. 9.10, в) зубьями.

Рис. 9.10. Типы зубчатых (шлицевых) соединений: а -- прямобочные зубья; б -- эвольвентные зубья; в -- треугольные зубья

Рис. 9.11. Прямобочные зубья (шлицы)

Зубья на валу фрезеруют, а в ступице -- протягивают на специальных станках (рис. 9.11). Число зубьев для прямобочных и эвольвентных соединений 4--20; для треугольных -- до 70.

Наибольшее распространение в машиностроении имеют прямобочные зубчатые соединения (их основные параметры см. шаг 9.8). Стандартом предусмотрены три серии прямобочных зубчатых соединений -- легкая, средняя и тяжелая, отличающиеся одна от другой высотой и числом зубьев (чаще применяют соединения с шестью--десятью зубьями). Прямобочные шлицевые соединения различают также по способу центрования: по наружному диаметру D (наиболее точный способ центрования); по внутреннему диаметру d (при закаленной ступице); по боковым граням (при реверсивной работе соединения и отсутствии жестких требований к точности центрирования).

Соединения с эвольвентным профилем зубьев тоже стандартизованы и используются так же, как и прямобочные, в подвижных соединениях.

Соединения с треугольным профилем зубьев не стандартизованы, их применяют главным образом как неподвижные соединения.

Зубчатые соединения изготовляют из сталей с временным сопротивлением <з_а > 500 МПа.

Определите по рис. 9.12 тип зубьев (шлицев) на валах.

Рис. 9.12. Виды шлицованных валов

9.5. Достоинство и недостатки шпоночных и зубчатых соединений. Главное достоинство шпоночных соединений -- простота и надежность конструкции, сравнительно низкая стоимость.

К недостаткам шпоночных соединений следует отнести ослабление прочности вала и ступицы детали сравнительно глубокими шпоночными пазами (из-за этого приходится увеличивать толщину ступицы и диаметр вала), трудность обеспечения их взаимозаменяемости (необходимость ручной подгонки шпонок), что ограничивает их применение в крупносерийном и массовом производстве.

По сравнению со шпоночными зубчатые соединения обладают рядом преимуществ: имеют большую нагрузочную способность благодаря большей рабочей поверхности контакта; лучше центруют сопрягаемые детали; обеспечивают более высокую усталостную прочность вала.

Зубчатые соединения широко применяют в станкостроении, авиастроении, автотранспортной промышленности и т. д.

2. Расчет на прочность соединений с призматическими шпонками

9.6. Рекомендуемая последовательность проектировочного расчета.

В зависимости -от диаметра вала d по табл. 9.1 выбирают размеры шпонки b х h, а ее длину принимают на 5--10 мм меньше длины ступицы, округляя до ближайшего большего значения по стандарту (некоторые стандартные значения / приведены в табл. 9.1). После подбора шпонки соединение по формуле (9.1) проверяют на смятие. Напряжения смятия определяют в предположении их равномерного распределения по поверхности контакта:

где F_t=2T/d -- сила, передаваемая шпонкой; А_см -- площадь смятия (рис. 9.13); .

Рис. 9.13. К расчету на прочность соединения с призматическими шпонками

Таблица 9.1. Размеры (мм) призматических шпонок

Диаметр вала d	Размеры сечений шпонок	Глубина паза	Радиус закругления пазов R	Предельные размеры длин / шпонок
	b	h	вала /]	ВТУЛКИ ?2	min	max	min	max
Св. 12 до 17		5		2,3	0,16	0,25
» 17 » 22			3,5	2,8
»> 22 » 30				3,3
» 30 » 38					0,25	0,4		ПО
» 38 » 44
» 44 » 50			5,5	3,8	0,25	0,4
» 50 » 58				4,3
» 58 » 65				4,4
» 65 » 75			7,5	4,9	0,4	0,6
» 75 » 85				5,4
» 85 » 95
» 95 » ПО				6,4	0,4	0,6

Следовательно,

(9.1)

где Т -- передаваемый момент, Н ? мм; d -- диаметр вала, мм; (h - t₁) -- рабочая глубина паза, мм (см. табл. 9.1); l_р -- рабочая длина шпонки, мм (для шпонок с плоским торцом l_р =l, со скругленными торцами l_p = l-b);[а]_см -- допускаемое напряжение (для чугунных ступиц [а]_см = 60 + 80 МПа, для стальных [а]_см = 100 + 150 МПа).

Расчетную длину шпонки округляют до ближайшего большего размера (см. табл. 9.1). В тех случаях, когда длина шпонки получается значительно больше длины ступицы детали, устанавливают две или три шпонки под углом 180 или 120°. При расчете многошпоночного соединения допускают, что нагрузка между всеми шпонками распределяется равномерно.

Формула проектировочного расчета для определения рабочей длины /_р призматической шпонки (шпонки со скругленными концами):

9.7. Для ответственных соединений призматическую шпонку проверяют на срез

(9.2)

где [ф]_ср -- расчетное напряжение на срез, МПа; b -- ширина шпонки, мм; /_р -- рабочая длина шпонки, мм; [ф]_ср -- допускаемое напряжение на срез; для сталей с у_в > 500 МПа для неравномерной (нижний предел) и спокойной нагрузок (верхний предел) принимают [ф]_ср = 60 ч 90 МПа.

§ 3. Расчет на прочность прямобочных шлицевых (зубчатых) соединений

9.8. Проверочный расчет на прочность прямобочных зубчатых соединений аналогичен расчету призматических шпонок.

В зависимости от диаметра вала d (рис. 9.14) по табл. 9.2 выбирают параметры зубчатого соединения, после чего соединение проверяют на смятие. Проверку зубьев на срез не производят.

Рис. 9.14. К расчету прямобочного шлицевого соединения

При расчете допускают, что по боковым поверхностям зубьев нагрузка распределяется равномерно, но из-за неточности изготовления в работе участвует только 75 % общего числа зубьев (т. е. коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями (шлицами) К_шл = 0,75).

По аналогии с условием (9.1)

(9.3)

где Т -- момент, Н ? мм; К_шл = 0,75; г -- число зубьев (выбирают в зависимости от d по табл. 9.2); d_cp = {D + d)/2 -- средний диаметр соединения, мм; А_см = l_p[(D - d)/2 -f- r] -- площадь смятия, мм²; /_р -- рабочая длина зубьев, мм; D, /, г (см: рис. 9.14) -- выбирают в зависимости от d по табл. 9.2; [а]_ш -- допускаемое напряжение на смятие боковых граней зубьев из сталей, имеющих ст„ > 500 МПа ([а]_см принимают по табл. 9.3).

9. Заклепочные соединения

Основные сведения и область применения

Заклепочное соединение, чаще всего, используют для соединения листов или профилей. Они широко распространены в машиностроении, строительных конструкциях и приборах.

Заклепочное соединение производится с использованием дополнительной детали - заклепки (а). Форма и размеры заклепок стандартизированы. Для уменьшения массы малонагруженных соединений используют пустотелые заклепки (пистоны, б). Для изготовления заклепок применяются стали марок 2, 3, 10, а также алюминиевые и медные сплавы.

Преимущества

Преимущества по сравнению со сварными соединениями

· возможность соединения несвариваемых и плохо свариваемых деталей,

· меньшие разрушения деталей при разборке,

· меньшая концентрация напряжений.

Недостатки

· малая производительность технологического процесса,

· повышенные затраты материалов и габариты,

· значительная стоимость,

· повышенный уровень негативного воздействия вибраций на рабочих.

Основные типы заклепок

По конструкции:

· с полукруглой головкой,

· полупотайная;

· потайная;

· трубчатая;

· с замыкающей головкой, образованной протягиванием конической оправки через коническое отверстие заклепки (при отсутствии доступа к замыкающей головке), д;

· заклепка взрывом (при отсутствии доступа к замыкающей головке).

По назначению:

· прочные (для металлоконструкций);

· прочноплотные (в резервуарах под давлением);

· плотные (в резервуарах под небольшим давлением).

Основные типы заклепочных соединений

К основным типам заклепочных соединений принадлежат соединение

· внахлестку,

· встык.

По числу плоскостей среза:

· односрезные;

· многосрезные:

По числу рядов заклепок:

· однорядные;

· многорядные

Заклепочные соединения применяются с одной и двумя накладками.

При конструировании соединения нужно располагать заклепки симметрично по отношению к действующей нагрузке.

Расчеты на прочность

Заклепки в соединениях, нагруженных осевой нагрузкой, рассчитываются на срез и проверяются на смятие.

Под действие силы листы стремятся сдвинуться относительно друг друга, при этом на каждую заклепку от листов передаются две равные и противоположно направленные силы. В сечении каждой из заклепок возникает поперечная сила. Это допущение эквивалентно предположению об абсолютной жесткости листов, что условно. Опыты показывают, что на упругой стадии одни заклепки нагружаются больше, чем другие. Однако в дальнейшем материал перенагруженных заклепок начинает «течь», за счет чего происходит донагружение остальных заклепок и к моменту разрушения усилия практически выравниваются.

Кроме среза, поверхность заклепки испытывает напряжения смятия, а отверстия под заклепки ослабляют прочность сечения листа.

Напряжения смятия возникают в результате контакта листов и заклепки. Они располагаются по цилиндрической поверхности стержня заклепки по сложному закону. Для упрощенного расчета принимают, что нормальные напряжения смятия равномерно распределены по площади диаметрального сечения заклепки, равной произведению диаметра заклепки на толщину листа . деталь соединение механический передача

Величина допустимых напряжений назначается в зависимости от материала заклепок и способа обработки отверстий под них.

Отверстия под заклепки уменьшают площадь поперечного сечения листа. Продольная сила изменяется по длине соединения, так как каждый ряд заклепок снимает часть нагрузки с одного листа и передает ее на другой.

Соединение с натягом

Соединение с натягом обеспечивает неподвижное соединение деталей за счет сил трения, возникающих между охватывающей и охватываемой поверхностями. Такой вид соединения применяют для соединения деталей, нагруженных значительными усилиями, или работающих с вибрациями и ударами - для соединения валов с зубчатыми колесами или бандажей червячных колес со ступицами. Кроме гладких, в таких соединениях используют накатанные поверхности деталей. Надежность соединения при этом обеспечивается за счет вдавливания зубьев накатки в цилиндрическую поверхность соединяемой детали.

Паяные соединения

При паянии детали машин (из чугуна, стали, цветных металлов и сплавов) соединяются расплавленным припоем. Такие соединения широко применяются в электрических машинах, приборах, радиоаппаратуре.

Преимущества

· герметичность,

· относительная простота и технологичность процесса,

· малые остаточные деформации.

Недостатки

· невысокая механическая и термическая прочность,

· высокую стоимость припоев и флюсов.

Типы припоев

Отличают легкоплавкие (мягкие) припои с температурой плавления до 3000 С и тугоплавкие (твердые) припои с температурой плавления больше 500⁰ С.

Распространенными мягкими припоями являются сплавы олова и свинца - ПОС (с содержанием олова 18...90%; например, припой ПОС-60 содержит 60% олова и около 40% свинца); олова, свинца и кадмия - ПОСК; олова, свинца и висмута - ПОСВ. Такие припои применяют для паяния меди, сплавов, постоянные.

Твердые припои применяются для паяния меди, сталей, нержавеющих сталей в деталях машин. В состав твердых припоев могут входить такие составные: серебро, медь, кадмий (ПСр50Кд34); медь и никель (ПН25) и др. Такие припои обеспечивают швы с относительно высокой механической и термической прочностью.

Для получения качественных паяных соединений поверхности деталей машин очищают от окислительных пленок путем применения флюсов - канифоли, раствора спирта, а также химически активных флюсов - буры, хлористого цинка и др.

Клеевые соединения

Соединение конструкционных материалов склеиванием широко используется в разных областях машиностроения.

Преимущества

· герметичность,

· возможность склеивания разнородных металлических и неметаллических материалов в разных соединениях.

Недостатки

· низкая теплостойкость (60⁰С для большинства клеев и 250⁰С для теплостойких клеев),

· невысокая прочность.

Виды клея

Выбор клея осуществляется в зависимости от вида материалов, которые склеиваются, и рабочих температур в деталях машин. Так, клей марок БФ-2 и БФ-4 (растворы синтетических смол в спирте или ацетоне) применяются для склеивания металлов и сплавов между собой и неметаллическими материалами. Эпоксидные клеи ЭД-5, ЭД-6 используются для склеивания стали, меди, алюминия и его сплавов, пластмасс. В электро- и приборостроении используются эпоксидный К-8 и феноло-винилацетатный ВК-20 токопроводящие клеи.

По назначению

По назначению заклепочные соединения подразделяются на прочные, плотные и прочноплотные. Прочные соединения применяют при сборке и монтаже колонн, ферм, балок; плотные - цистерн, резервуаров; прочноплотные - для изготовления емкостей, находящихся под давлением.

Конструкция заклепок.

По конструкции заклёпочные соединения делятся на однорядные и многорядные с цепным или шахматнымрасположением заклёпок, а в зависимости от количества плоскостей среза -- одно- и многосрезные^[1].

По характеру воздействия нагрузки на заклёпочное соединение -- швы с поперечной нагрузкой,перпендикулярной оси заклёпок, и продольной, параллельной оси заклёпок.

Заклёпочные соединения по конструкции близки к паянным, сварным и клеевым соединениям. Наиболеераспространены соединения внахлёстку (внакрой) и встык со стыковыми планками^[1].

Герметичность соединения обеспечивается нанесением различных герметиков на поверхность стыка илиподкладыванием под стык различных пластичных материалов. Заклёпки герметичных соединений имеютусиленные головки.

В зависимости от требований к поверхности, заклёпки могут иметь полукруглую головку, потайную,полупотайную или плоскую (в процессе клёпки для создания внутренних усилий сжатия, которые снижаютвозможность усталости материала).

Заклёпки изготовляют для разных способов установки. Для односторонней клепки существует множествовидов заклёпок, в том числе отрывные и взрывные. Обычная клёпка может выполняться, когда наковаленка-поддержка находится с лицевой стороны и, когда наковаленка находится с тыльной стороны. Последнийспособ стал наиболее распространенным, поскольку требует меньшей массы наковаленки-поддержки.

Расчет на прочность заклепочных соединений

Заклепка представляет собой сплошной или полый стержень круглого сечения с головками на концах, одну из которых, называемую закладкой, выполняют на заготовке заранее, а вторую, называемую замыкающей, формируют при клепке (осадке).

Заклепочные соединения образуют постановкой заклепок в совмещенные отверстия соединяемых элементов и расклепкой с осаживанием стержня.

Расчет на прочность заклепочных соединений

Заклепка представляет собой сплошной или полый стержень круглого сечения с головками на концах, одну из которых, называемую закладкой, выполняют на заготовке заранее, а вторую, называемую замыкающей, формируют при клепке (осадке).

Заклепочные соединения образуют постановкой заклепок в совмещенные отверстия соединяемых элементов и расклепкой с осаживанием стержня.

Основными материалами склепываемых деталей являются малоуглеродистые стали Ст.0, Ст.2, Ст.3, цветные металлы и их сплавы. Требования к материалу заклепки:

1. Высокая пластичность для облегчения процесса клепки;

2. Одинаковый коэффициент температурного расширения с материалом деталей во избежание дополнительных температурных напряжений в соединении при колебаниях температуры.

3. Однородность с материалом склепываемых деталей для предотвращения появления гальванических токов, сильно разрушающих соединения.

Рисунок 10

Расчет на прочность основан на следующих допущениях:

§ силы трения на стыке деталей не учитывают, считая, что вся нагрузка передается только заклепками;

§ расчетный диаметр заклепки равен диаметру отверстия d₀;

§ нагрузки между заклепками распределяются равномерно.

Рассмотрим простейший заклепочный шов - однородный односрезный внахлестку. При нагружении соединения силами F, листы стремятся сдвинуться относительно друг друга. Запишем условие прочности заклепки на срез (разрушение стержня заклепки нахлесточного соединения происходит по сечению, лежащему в плоскости стыка соединяемых деталей)

Рисунок 11

отсюда требуемый диаметр заклёпки:

В зонах контакта боковых поверхностей заклепки с листами происходит сжатие материалов. Давление в зоне контакта называют напряжением смятия. Считая, что эти напряжения равномерно распределены по площади смятия, запишем условие прочности

Здесь А_см - площадь смятия, условно равная площади проекции поверхности контакта на плоскость, перпендикулярную действующей силе;

[у]`_см -допускаемое напряжение на смятие для менее прочного из контактирующих материалов.

Рассмотрим многорядное двухсрезное заклепочное соединение с двумя накладками.

Рисунок 12

где i - число плоскостей среза одной заклепки; z - число заклепок.

10. Механические передачи

Механической передачей называют устройство для передачи механического движения от двигателя к исполнительным органам машины. Может осуществляться с изменением значения и направления скорости движения, с преобразованием вида движения. Необходимость применения таких устройств обусловлена нецелесообразностью, а иногда и невозможностью непосредственного соединения рабочего органа машины с валом двигателя. Механизмы вращательного движения позволяют осуществить непрерывное и равномерное движение с наименьшими потерями энергии на преодоление трения и наименьшими инерционными нагрузками.

Механические передачи вращательного движения делятся:

- по способу передачи движения от ведущего звена к ведомому на передачи трением (фрикционные, ременные) и зацеплением (цепные, зубчатые, червячные);

- по соотношению скоростей ведущего и ведомого звеньев на замедляющие (редукторы) и ускоряющие (мультипликаторы);

- по взаимному расположению осей ведущего и ведомого валов на передачи с параллельными, пресекающимися и перекрещивающимися осями валов.

Замедляющие передачи получили большее распространение по сравнению с ускоряющими. Это объясняется тем, что скорости вращения валов двигателей различного вида, как правило, значительно выше скоростей валов рабочих машин. Более быстроходные двигатели имеют меньшие размеры по сравнению с тихоходными двигателями той же мощности, так как с увеличением частоты вращения уменьшаются силы и моменты, действующие на детали двигателя. Например, передавать вращение от быстроходной газовой турбины на вал несущего винта вертолета через специальную замедляющую зубчатую передачу (редуктор) значительно выгоднее, чем применять имеющий большие габаритные размеры и массу тихоходный двигатель, вал которого соединялся бы непосредственно с винтом. Из всех типов передач наиболее распространенными являются зубчатые.

В каждой передаче различают два основных вала: входной и выходной, или ведущий и ведомый. Между этими валами в многоступенчатых передачах располагаются промежуточные валы.

Основные характеристики передач:

мощность Р₁ на входе и Р₂ на выходе, Вт; мощность может быть выражена через окружную силу F_t (Н) и окружную скорость V (м/с) колеса, шкива, барабана и т.п.:

Р = F_tЧV;

быстроходность, выражающаяся частотой вращения n₁ на входе и n₂ на выходе, мин-¹, или угловыми скоростями щ₁ и щ₂ , с^-1;

передаточное отношение - отношение угловой скорости ведущего звена к угловой скорости ведомого звена:

,

при u > 1, n₁ > n₂ - передача понижающая, или редуктор,

при u < 1, n₁ < n₂ - передача повышающая, или мультипликатор;

коэффициент полезного действия (КПД)

, или ,

где Р_r - мощность, потерянная в передаче.

Одноступенчатые передачи имеют следующие КПД: фрикционные - 0,85…0,9; ременные - 0,90…0,95; зубчатые - 0,95…0,99; червячные - 0,7…0,9; цепные - 0,92…0,95;

моменты на валах. Моменты Т₁ (Н·м) на ведущем и Т₂ на ведомом валах определяют по мощности (кВт) и частоте вращения (об./мин) или угловой скорости (с^-1):

, или ,

где щ₁ = .

Связь между вращающими моментами на ведущем Т₁ и ведомом Т₂ валах выражается через передаточное отношение u и КПД з:

Т₂ = Т₁ з u.

11. Механические передачи наиболее распространенные

Передачами в технике называют различные устройства, при помощи которых энергию передают на расстояние. Существуют электрические, гидравлические, пневматические, механические и другие передачи.

В машинах наиболее часто применяются механические передачи, но наряду с ними в современных машинах, металлорежущих и других станках используются гидравлические и электрические передачи.

Механические передачи предназначены для передачи вращательного движения от одного вала (ведущего) к другому (ведомому). К механическим передачам относятся фрикционные, ременные, зубчатые, червячные, цепные.

Фрикционные передачи применяют для передачи вращательного движения от ведущего вала к ведомому за счет сил трения, возникающих между катками, прижатыми друг к другу.

В самой простой фринкционной передаче движение между параллельными валами передается при помощи цилиндрических катков. Допустим, что оба катка вращаются равномерно, без скольжения.

Ременные передачи - наиболее распространенные из механических передач с гибкой связью. Ременная передача состоит из ведущего шкива, насаженного на ведущий вал, ведомого шкива, соответственно связанного с ведомым валом, и ремня, одетого на шкивы. Ведущий и ведомый валы соединены друг с другом при помощи бесконечного ремня. Для передачи движения от ведущего шкива к ведомому требуется, чтобы между поверхностью шкива и ремнем было достаточное сцепление.

Различают прямую, или открытую, передачу, когда направление вращения ведущего и ведомого шкивов одинаково, и перекрестную, когда ведомый шкив вращается в противоположном направлении относительно ведущего.

Для обеспечения постоянства натяжения ремня и увеличения угла охвата шкивов ремнем применяют натяжной ролик.

В зависимости от формы поперечного сечения ремня различают плоско- и клиноременные передачи. В современном машиностроении наиболее распространены передачи с клиновыми ремнями. Клиновая форма ремня по сравнению с плоским ремнем значительно улучшает сцепление ремня со шкивом. Клиноременные передачи применяют для передачи мощностей до 360 кВт при скоростях до 30 м/с. Наиболее рациональной для них считается скорость до 25 м/с.

Зубчатые передачи - наиболее распространенный вид механических передач. Еще в старину их изготовляли из дерева. При этом малое колесо делали, как правило, с шестью зубьями, почему оно и получило наименование шестерни. Большое колесо со вставными зубьями называли зубчатым колесом. Оба наименования - шестерня и зубчатое колесо - применяют в наше время как разнозначные.

Червячные передачи принадлежат к зубчато-винтовым и состоят из зубчатого червячного колеса и винта-червяка. Зубья червячного колеса имеют винтообразную форму и словно охватывают тело червяка, благодаря чему между червяком и колесом образуется линейный контакт. Оси валов червяка и червячного колеса располагаются, как правило, под углом 90°. В большинстве случаев ведущим является червяк, а ведомым - червячное колесо.

Червяки изготовляют преимущественно из углеродистой или легированной стали и в большинстве случаев вместе с валом; червячные колеса чаще всего изготовляют из бронзы, а для тихоходных механизмов - из чугуна.

Цепные передачи сочетают в себе свойства зубчатой и ременной передач. Они обеспечивают постоянство передаточного числа и позволяют передавать вращательное движение на значительные расстояния. Цепные передачи состоят из ведущей и ведомой звездочек (зубчаток) и цепи.

Цепные передачи применяют для передачи небольших мощностей, а также мощностей до нескольких тысяч лошадиных сил при частоте вращения от нескольких до 3000-4000 об/мин. Зубчатые цепи отличаются более тихой и плавной работой, благодаря чему их называют бесшумными.