Проектирование деталей, узлов и механизмов

Для особо высокой частоты вращения и действия легких нагрузок целесообразно использовать подшипники сверхлегкой и особо легкой серий. Для восприятия повышенных и тяжелых нагрузок при высокой частоте вращения используют подшипники легкой серии, а при недостаточной их грузоподъемности размещают в одной опоре по два подшипника.

Наиболее часто на практике применяют подшипники легкой и средней серий нормальной ширины.

Радиальные шарикоподшипники могут воспринимать как радиальные, так и осевые нагрузки, действующие в обе стороны вдоль оси вращения подшипника, что обеспечивает возможность фиксирования вала в осевом направлении. При использовании этих подшипников предъявляются менее высокие требования к соосности опор и жесткости валов; стоимость их изготовления невысока, наиболее прост монтаж и демонтаж, поэтому такие подшипники наиболее распространены.

Роликовые подшипники более грузоподъемны, чем шариковые. Однако роликоподшипники с цилиндрическими роликами наиболее распространенных конструкций (с направляющими бортами для роликов на одном из колец подшипника) не могут воспринимать осевых нагрузок, а конические роликоподшипники менее быстроходны. Все большее применение находят роликоподшипники с выпуклой образующей роликов (с бомбированными роликами). Такая форма роликов позволяет снизить концентрацию напряжений на их кромках и повысить долговечность подшипников в 2 раза и более.

Радиально-упорные подшипники различают по величине угла контакта б (см. рис. 27.2, в, г и 27.3, г). С увеличением угла контакта радиально-упорные подшипники могут воспринимать более тяжелые осевые нагрузки. Однако быстроходность подшипников с увеличением угла контакта снижается.

Радиальные и радиально-упорные шарикоподшипники могут быть использованы и в случае действия на них только осевой нагрузки, особенно при высокой частоте вращения, при которой нельзя применять упорные подшипники. Самоустанавливающиеся подшипники применяют в случае повышенной несоосности опор вала (до 2 -- 3°), а также при повышенной изгибной податливости вала.

Предельная частота вращения подшипников зависит от их конструкции и точности изготовления, от точности изготовления и монтажа сопряженных с подшипниками деталей, а также от способа смазывания и свойств смазочных материалов.

Точность изготовления. Промышленность изготовляет подшипники качения пяти классов точности (0, 6, 5, 4 и 2; обозначения даны в порядке повышения точности).

Подшипники класса точности 0 используют при отсутствии особых требований к точности вращения, определяемой радиальными и осевыми биениями дорожек качения внутреннего и наружного колец подшипника. Их применяют наиболее часто.

Быстроходность подшипников принято оценивать параметром dmn, где dm -- диаметр окружности, соединяющей центры тел качения, мм; з -- частота вращения кольца подшипника, об/мин. Для радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников со стальными штампованными («змейковыми») сепараторами (см. рис. 27.1) и роликоподшипников с короткими цилиндрическими роликами нормального класса точности (0)dmn = 0,5· 106 мм-об/мин; для тех же подшипников с массивными сепараторами, изготовленными из антифрикционных материалов (бронзы, алюминиевых сплавов, пластмасс), при интенсивной циркуляционной подаче масла параметр dmn достигает 2,8 · 106 мм-об/мин; для конических роликоподшипников dmn к 0,3 · 106 мм · об/мин, а для упорных шарикоподшипников dmn « 0,22 · 10б мм · об/мин.

Для шарикоподшипников небольших размеров при смазывании масляным туманом (см. с. 466) достигали значения параметра dmn = 1,8 · 106 м · об/мин, при этом частота вращения подшипника была 90000--100000 об/мин и ресурс составил более 2000 ч.

Материалы деталей подшипников. Кольца и тела качения подшипников изготовляют в основном из шарикоподшипниковых высокоуглеродистых хромистых сталей ШХ15 и ШХ15СГ, а также цементуемых легированных сталей 18ХГТ, 20Х2Н4А и 20НМ. Твердость роликов и колец обычно HRC 60-- 65, шариков - HRC 62 -- 66.

Кольца и тела качения подшипников, работающих в агрессивных средах, выполняют из сталей 12X13 или 20X13.

Сепараторы массовых подшипников изготовляют штамповкой из мягкой углеродистой стали; сепараторы высокоскоростных подшипников выполняют массивными из бронз, латуни, дуралюмина, текстолита и других материалов.

Основные типы подшипников и их характеристики приведены в работе [4].

11.2 Кинематика и динамика подшипников

Подшипник (рис. 27.4) представляет из себя по существу планетарный механизм (см. рис. 20.34, а), в котором внутреннее и наружное кольца, тела качения и сепаратор выполняют функции соответственно центральных колес 1 и 3, сателлитов 2 и водила Н.

откуда частота вращения сепаратора

Частота вращения сепаратора при вращении наружного кольца с частотой nн



вращения шарика вокруг своей оси

При вращении тел качения вокруг оси подшипника на каждое из них действует центробежная сила, нагружающая дополнительно дорожку качения наружного кольца

где т -- масса тела качения; wс - угловая скорость сепаратора.

В расчетах подшипников, вращающихся с высокой частотой, необходимо учитывать центробежные силы тел качения.

Во вращающемся радиально-упорном шарикоподшипнике при действии осевой нагрузки (см. рис. 27.5) возникает гироскопический момент на шариках, связанный с изменением направления оси вращения шариков в пространстве:

Mr = Jwmwc sin б,

где J -- полярный момент инерции массы шарика, J = с

(с -- плотность материала шарика); wш и щc -- соответственно угловая скорость шарика при вращении его вокруг своей оси и вокруг оси вала (угловая скорость сепаратора),



Под действием гироскопического момента возникает верчение шариков, сопровождаемое изнашиванием поверхностей качения. Для предотвращения верчения подшипник следует нагружать такой осевой силой, чтобы

где Мт -- момент сил трения от осевой нагрузки на площадках контакта шариков с кольцами (см. рис. 27.5);

здесь Fa -- осевая сила; f -- коэффициент трения, f= 0,02 при высокой частоте вращения; z - число шариков в подшипнике. С учетом этих соотношений требуемая осевая сила на подшипник для предотвращения верчения

Таким образом, осевая сила, предотвращающая верчение, зависит от размера шариков, их. числа, частоты вращения подшипника и угла контакта. При высокой частоте вращения целесообразно использовать подшипники более легких серий (сверхлегкой, особо легкой и легкой серии) и с малыми углами контакта.

11.3 Несущая способность подшипников

Основные виды повреждений подшипников. Подшипники невращающихся узлов часто повреждаются (образуются нмятины, намины, лунки) под действием больших статических или кратковременных динамических нагрузок (даже при транспортировке на дальние расстояния). Последующая работа подшипника сопровождается усиленным изнашиванием перемычек сепаратора и выходом подшипника из строя.

Наиболее часто подшипники повреждаются из-за усталостного выкрашивания беговых дорожек и тел качения под действием переменных контактных напряжений.

Для исключения повреждений беговых дорожек и тел качения в течение ресурса подшипники должны удовлетворять условию прочности.

Расчет на прочность подшипников качения проводят в два этапа. Сначала рассматривают распределение нагрузки между телами качения и находят наиболее нагруженное тело (тела). Затем оценивают его прочность.

Распределение нагрузки между телами качения. Действующая на подшипник радиальная нагрузка воспринимается телами качения в зоне, ограниченной дугой не более 180° (при отсутствии натяга между кольцами и телами качения). При определении нагрузок, воспринимаемых каждым телом качения, расположенным в нагруженной зоне, исходят из следующих допущений: 1) радиальный зазор в подшипнике равен нулю; 2) кольца подшипника не изгибаются под действующей нагрузкой; 3) геометрические размеры тел качения и колец идеально точные.

Принимая в соответствии с указанными допущениями, что тела качения, расположенные симметрично относительно плоскости действия нагрузки, будут воспринимать одинаковые силы, запишем условие равновесия внутреннего кольца подшипника при действии радиального усилия Fr.



где Fi -- силы, действующие на кольцо от i-ro тела качения; i -- номер тела качения; i = 0, 1, 2, ..., з (рис. 27.6); г -- угловой шаг тела качения.

Под действием силы Fr в зонах контакта тел качения с кольцами возникнут упругие деформации, и внутреннее кольцо переместится по направлению действия силы F, на величину д0 (см. штриховую линию на рис. 27.6).

Упругие деформации дорожек качения колец и тел качения в зоне контакта можно определить по формуле Герца (см. с. 230).

Тогда для роликоподшипников будем иметь

Пуассона материалов контактирующих деталей и кривизны их поверхностей в начальной точке контакта.

Перемещение i-ro тела качения (см. рис. 27.6) связано с перемещением центрального тела (i = 0) соотношением

Из равенства (27.2) следует, что дi/д0 = Fi/F0· Учитывая это и равенство (27.3), из условия (27.1) несложно получить

где z -- общее число тел качения; кр -- коэффициент;

При числе роликов z = 10-20 кр = 4,0. Обычно подшипники имеют некоторый радиальный зазор, и нагрузку воспринимают тела качения на дуге, меньшей 180°, поэтому принимают kp = 4,6.

Для шарикоподшипников задачу решают аналогично, принимая, что дi = сшРi2/3. В этом Случае из расчета получают те же соотношения (27.5), в которых кш = 5.

Из равенств (27.5) следует, что наиболее нагружено центральное тело качения.

Контактные напряжения в подшипнике. Контактные напряжения (см. рис. 27.5) в подшипнике вычисляют по формуле Герца (см. с. 313). Тогда условие прочности по допускаемым контактным напряжениям для наиболее нагруженного тела качения в роликовом подшипнике

где Vi и н2 -- коэффициенты Пуассона материалов ролика и кольца; Et и Е2 -- модули упругости материалов ролика и кольца; с - приведенный радиус кривизны, 1/р = 2 {1/D + + 1/ДВ); DB - наружный диаметр внутреннего кольца; / -- эффективная длина (без фасок) ролика; Fq -- наибольшая нагрузка на ролик, находится по формуле (27.5). Допускаемые напряжения [уЗ] для шарико- и роликоподшипников принимают соответственно 5000 МПа и 3000 МПа.

Статическая грузоподъемность подшипников. Допустимая нагрузка невращающегося подшипника (статическая грузоподъемность) назначается из условия, что остаточная деформация тел качения и колец под этой нагрузкой не превысит допускаемую [д] = 10-4D (здесь D -- диаметр тела качения).

Соотношение для допускаемой нагрузки на подшипник несложно получить из условия (27.6) после подстановки в него равенства (27.5).

Опуская вывод, приведем лишь для иллюстрации структуры расчетное соотношение для статической грузоподъемности (Я) роликоподшипников с короткими цилиндрическими роликами, конических и сферических (самоустанавливающихся) роликоподшипников при [уH] = 3000 МПа

C0=22izlDcosa

й дс i и z -- соответственно число рядов и число тел качения в ряду; D -- диаметр ролика; б -- начальный угол контакта.

Значения Со для подшипников различных типов и серий даны в работе.

Если подшипник одновременно нагружен радиальной и осевой силами, то расчет ведут по приведенной нагрузке Яо. Приведенная статическая нагрузка для радиальных и ради-ально-упорных шариковых и роликовых подшипников принимается большей из расчета по следующим формулам:

Rо = X0Fr + YoFa; Rо = Fr

где Хо и Уо -- коэффициенты для радиальной и осевой статической нагрузок, приведены в ГОСТ 18854 -- 73.

Динамическая грузоподъемность подшипников. Расчет подшипников на усталость основан на известном уравнении кривой усталости mN = k, которое часто записывают в форме

где у -- переменное напряжение цикла; N -- число циклов изменения этих напряжений до разрушения детали; т, к и с = к1/т -- постоянные величины, зависящие от свойств материала и состояния поверхности детали.

Так как контактные напряжения нелинейно связаны с действующей нагрузкой [см. формулу (27.6)], то расчет удобнее вести по действующей на подшипник нагрузке R



где С -- динамическая грузоподъемность, Н; q -- показатель степени, на основании экспериментальных данных q = 3 (т = 9) для шарикоподшипников, q = 3,33 (т = 6,66) для роликоподшипников; L-- долговечность, млн. оборотов; Lh -- долговечность, ч.

По физическому смыслу грузоподъемность С эквивалентна радиальной нагрузке, которую подшипник может выдержать в течение базового числа оборотов 10б.

На основании экспериментальных исследований установлены зависимости для динамической грузоподъемности, аналогичные по структуре соотношению для Со.

Значения динамических грузоподъемностей для подшипников различных типов и серий приведены в каталогах и справочниках по подшипникам.

Для расчета требуемой динамической грузоподъемности необходимо знать нагрузку на подшипник.

Приведенная нагрузка. В большинстве случаев подшипники качения подвергаются совместному действию осевой и радиальной сил. Условия работы подшипников (по характеру нагрузок, температуре и т. д) также разнообразны.

Влияние основных эксплуатационных факторов на работоспособность подшипников учитывают введением в расчет приведенной нагрузки -- критерия подобия, который обобщает накопленный опыт по эксплуатации подшипников в различных конструкциях.

По физическому смыслу приведенная нагрузка -- механический эквивалент реальных условий нагружения подшипника, равноопасный по степени его повреждения с простым на-гружением радиальной силой в типичных (лабораторных) условиях.

Приведенную нагрузку для радиальных шарикоподшипников и радиально-упорных шариковых и роликовых подшипников находят из соотношения

R= (XVFr+ YFa)K6KT,

где X и У-- коэффициенты соответственно радиальной Fr и осевой Fa нагрузок (табл. 27.1); V-- коэффициент вращения, V= 1 при вращении внутреннего кольца, V= 1,2 при вращении наружного кольца; Kб -- коэффициент безопасности, учитывающий влияние на долговечность подшипников характера внешних нагрузок (табл. 27.2); КT -- температурный коэффициент, при температуре отпуска колец и тел качения Я < 225 °С Кф=Я.

Осевые силы снижают долговечность шарикоподшипников, так как увеличивают угол контакта, вызывая скольжение шариков. В ответственных конструкциях производят замер осевых сил с помощью специальных силоизмерителей.

Значения коэффициентов X и Х в табл. 27.1 даны в зависимости от отношения Fa/(VFr), которое влияет на распределение нагрузки между телами качения. При малых значениях Fa ( или до некоторого отношения ) из-за радиального зазора в подшипнике имеет место повышенная неравномерность распределения нагрузки между телами качения. С увеличением осевой нагрузки (или при ) происходит выборка зазора, рабочая дуга в подшипнике возрастает и улучшается распределение нагрузки.

Поэтому при отношении Fa/VFr<e осевую силу не учитывают (принимают X = 1 и У= 0), и расчет ведут лишь по радиальной нагрузке.

Значения е даны в табл. 27.1 в зависимости от отношения Fa/C0 (здесь Со - статическая грузоподъемность подшипника, приведена в каталогах на подшипники).

В радиальных и радиально-упорных шарикоподшипниках угол контакта шариков под нагрузкой зависит от осевой силы. Поэтому коэффициент Х в табл. 27.1 для этих подшипников дан в зависимости от отношения Fa/C0.

В радиально-упорном шарикоподшипнике от действия радиальной силы возникает дополнительная осевая нагрузка

S = eFr,

а в коническом роликоподшипнике

S = O,83eFr.

Таким образом, если вал установлен на двух радиально-упорных подшипниках, то осевая нагрузка на одном из них будет складываться из внешней осевой нагрузки и дополнительной осевой силы от другого подшипника.

Приведенная нагрузка для подшипников с короткими цилиндрическими роликами

R = VFrK6KT,

а для упорных подшипников

R = FаKqKt.

Для упорно-радиальных подшипников приведенную нагрузку определяют по формуле (27.9) при V= 1.

Если подшипники работают при изменяющейся со временем нагрузке и частоте вращения, то расчет ведут по эквивалентной нагрузке, равноопасной по сопротивлению усталости переменному режиму нагружения:

где R1; R2, …, Rn -- постоянные нагрузки, действующие соот-иогственно в течение L1 L2, ..., Ln млн оборотов; L-- суммарное число миллионов оборотов за время действия нагрузок К,, Я2, ..., Rm L= Li +L2 + .., + Ln

Число оборотов подшипника (в млн об.) на i-м режиме (i = 1, 2, 3,..., n)

где ni -- частота вращения, об/мин; Lhi -- время работы подшипника, ч.

Если нагрузка изменяется от Rmin до Rmax по линейному закону, то

11.4 Выбор подшипников

Выбор подшипников качения производят по приведенной нагрузке R и расчетному ресурсу L (млн об.) по формуле

Срасч =

где g = 3 для шарикоподшипников, q = 3,33 для роликоподшипников.

Используя полученное расчетное значение динамической

грузоподъемности, по справочнику или каталогу выбирают

подшипник, при этом должно быть удовлетворено условие

Срасч <С (С -- динамическая грузоподъемность подшипника

по каталогу).

Если подшипник принят по конструктивным соображениям, то расчетом проверяют его ресурс, ч:

В этих соотношениях под R понимают приведенную нагрузку при постоянном режиме работы и эквивалентную нагрузку (см. с. 455) при переменном режиме работы, з -- частота вращения, об/мин.

Отметим, что для одних и тех же условий (характера нагрузок, частоты вращения, коэффициента работоспособности) могут быть использованы подшипники различных типов. На практике при выборе типа подшипника учитывают его стоимость, а также опыт эксплуатации узлов, аналогичных проектируемому.

11.5 Конструкции подшипниковых узлов

Подшипниковый узел должен обеспечить восприятие радиальных и осевых сил, а также исключить осевое смещение вала, нарушающее нормальную работу сопряженных деталей (зубчатых и червячных колес, червяков, уплотнений и др.). Это достигается за счет крепления подшипников на валах и фиксирования их в корпусе.

Посадки внутренних колец на вал осуществляют в системе отверстия, наружных колец в корпус -- по системе вала. Посадки подшипников даны в ГОСТ 25347 -- 82.

Выбор посадки зависит от условий работы. Если вращается вал, то его соединение с внутренним кольцом подшипника производят по посадке с натягом (g6, k6, js6, тб, иб, Ы и др.). Наружное кольцо в этом случае устанавливается в корпус по посадке с зазором или переходной посадке, которая также допускает зазор (H7, Кє, J7, Js6, Кб и др.). Так устраняют возможное заклинивание тел качения и неравномерный износ дорожки качения на наружном кольце.

Конструкции подшипниковых узлов должны исключать также заклинивание тел качения при действии осевой нагрузки, теплового расширения валов или погрешностей изготовления. В связи с этим получили наибольшее распространение следующие два способа фиксирования подшипников в корпусе.

Первый способ состоит в том, что одну опору, воспринимающую радиальную силу, делают скользящей (плавающей), оставляя зазор 0,2 -- 1,0 мм между наружным кольцом и крышкой (рис. Р Л, а; правая опора). Зазор регулируется прокладками (зачернены на рисунке). Второй подшипник жестко закрепляют з корпусе и он может воспринимать радиальную и осевые двусторонние силы. Левая опора на рис. 27.7, а имеет фиксацию обоих колец с помощью разрезного кольца 1, гайки 2 и крышки 3.

Такой способ установки подшипников применяют в конструкциях при любой длине валов, а также при установке налов в подшипники, размещенные в разных корпусах; его широко используют в передачах (кроме конических и червячных).

Основной недостаток способа - малая жесткость вала в осевом, радиальном и угловом направлениях.

Угловая жесткость вала может быть повышена при установке в фиксированной опоре двух подшипников, за счет регулировки которых сводят к минимуму также радиальные и осевые смещения («игру») вала. В таком исполнении способ применяют и для установки валов конических и червячных передач, требующих точной осевой фиксации.

Второй способ состоит в том, что внешние торцы наружных колец подшипников упирают в торцы крышек или других деталей корпуса (рис. 27.7, б) - фиксация в распор с гарантированным зазором 0,2 - 0,3 мм (регулируемым с помощью прокладок) для компенсации возможного теплового расширения. При такой установке внешняя осевая сила будет восприниматься либо одной, либо другой крышкой.

Этот способ конструктивно прост и наиболее часто применяется при установке валов конических и червячных передач с использованием радиально-упорных шариковых и роликовых подшипников, а также при установке коротких жестких валов.

Если конструктивно допустимо некоторое осевое смещение, то в качестве опор, воспринимающих осевые силы, могут использоваться радиальные и сферические шарикоподшипники, а также сферические роликоподшипники.

Рис. Способы крепления внутренних колец подшипников:

Способы фиксации внутренних колец на валах и наружных колец в корпусах разнообразны (рис. 27.8 и 27.9).

Способы смазывания подшипников даны в гл. 28.

Пример. Подобрать подшипники для вала зубчатой передачи, работающей при постоянном режиме и нагрузке со значительными толчками: Frl = 4000 З; Fal = 800 З; Fr2 = 1500 З; з = 2000 об/мин; l.h = 10000 ч; желательный диаметр отверстия 45 мм; температура и подшипнике t < 100 °С.

Решение. Расчет ведем по наиболее нагруженному первому подшипнику.

Так как осевая нагрузка невелика, а частота вращения значи-чсльная, то выбираем шарикоподшипник радиальный.

1. Вычисляем отношение при V = 1:

Полученное значение находится в пределах табличных значений e (см. табл. 27.1). Однако определить коэффициенты X и У для расчета приведенной нагрузки по формуле (27.9) мы не может, так как неизвестно значение е, соответствующее отношению Fa/C0 для искомого подшипника (подшипник пока не подобран и неизвестно значение CO). Задачу решаем подбором.

В первом приближении полагаем, что ерасч < етабЛ и принимаем из табл. 27.1 X = 1 и У= 0.

Определяем приведенную нагрузку при Кф = 1 и Kб = 1,3:

4. Вычисляем долговечность

5. По формуле (27.10) находим динамическую грузоподъемность

Срасч = RL= 5200 1200 = 54 600 З.

По каталогу для подшипников тяжелой серии при d = 45 мм
находим С = 60400 Н, что выше расчетного значения, т. е. С > Срает.

Полагаем, что мы занизили значение У, приняв У= 0, и про
веряем подшипник с d = 45 мм. По таблице [4] Со = 46400 Н, при
этом отношение FJC0 = 800/46 400 = 0,017.

Однако по табл. 27.1 этому значению отношения Fa/C0 соответствует етабл = 0,205 > ерасч (ерасч = 0,2). Следовательно, значения коэффициентов X и Х приняты правильно, и подшипник 409 с d = 45 мм удовлетворяет режиму работы.

ГЛАВА 12. ДЕТАЛИ КОРПУСОВ, УПЛОТНЕНИЯ, СМАЗОЧНЫЕ МАТЕРИАЛЫ И УСТРОЙСТВА

12.1 Детали корпусов

Общие сведения. Детали корпусов являются основными несущими частями, на которых монтируют остальные детали, узлы и механизмы машин, приборов и аппаратов, используются для герметизации (сохранения смазочного материала, жидких, газообразных и твердых рабочих тел и др.) и защиты конструкций от внешних воздействий (механических, коррозионных, тепловых и др.).

К деталям корпусов предъявляются следующие основные требования: прочности, жесткости, герметичности, технологичности, удобства сборки, разборки и технического обслуживания, эстетичности.

Прочность определяет в основном работоспособность корпусов аппаратов (транспортных, технологических и др.), а также машин, работающих в условиях повышенных нагрузок.

Жесткость является часто главным требованием, предъявляемым к корпусам стационарных конструкций (станки, редукторы и т. п.) и приборов.

Прочность определяет в основном работоспособность корпусов аппаратов (транспортных, технологических и др.), а также машин, работающих в условиях повышенных нагрузок.

Жесткость является часто главным требованием, предъявляемым к корпусам стационарных конструкций (станки, редукторы и т. п.) и приборов.

Герметичность (способность сохранять внутреннюю среду и защищать от воздействия внешней) также является одним из важнейших требований, обеспечивающих работоспособность машин, приборов и в особенности аппаратов.

Технологичность деталей корпусов обеспечивается их формой, возможностью изготовления методами безотходной технологии (литье, прессование, обработка давлением, сварка, пайка и др.), уровнем унификации и т. д.

В зависимости от выполняемых функций детали корпусов условно подразделяют на: а) фундаментные плиты; б) станины, рамы (шасси), основания, кузова; в) детали корпусов узлов (колонны, кронштейны, стойки и т. п.); г) защитные кожухи, крышки.

Корпуса приборов подразделяют на: а) основные защитные, предохраняющие от механических и других внешних воздействий и обеспечивающие безопасную эксплуатацию; б) защитные (пыле-, брызго-, водозащитные, взрывобезопасные и т. п.); в) несущие.

Детали корпусов часто являются наиболее металлоемкими и трудоемкими, их рациональное проектирование дает обычно значительные эффекты (экономические, эксплуатационные и др.).

Конструкции деталей корпусов разнообразны и рассматриваются в специальных курсах.

Корпус редуктора имеет сложную форму. Такое усложнение формы вызвано уменьшением металлоемкости (массы, габаритов) детали, а также конструктивными соображениями.

В связи со сложностью формы и пространственным характером нагрузок расчет корпусных деталей на прочность и жесткость возможен лишь методами теории упругости с использованием быстродействующих ЭВМ с большой памятью. Поэтому на практике многие корпуса конструируют по прототипам или с использованием тензометрируемых моделей.

Сложность и невысокая нагруженность корпуса редуктора позволяет изготовлять его тонкостенным, а жесткость обеспечивать с помощью ребер и утолщений. Этим предопределяются также применение экономически целесообразного способа изготовления (литье) и материала (чугун марок СЧ 10 или СЧ 15). Часто корпусные детали отливают из сталей, алюминиевых и магниевых сплавов, а в условиях единичного производства сваривают из сталей Ст2, СтЗ. Для облегчения изготовления и сборки редуктора корпус выполняют с разъемом по плоскости, проходящей через оси валов.

Поверхностям литых деталей корпуса придают простые формы (плоские, цилиндрические, конические), не допуская выступов или поднутрений, препятствующих выемке отливки из формы (земляной, металлической и др.). Обязательно предусматривают конструктивные уклоны, исключающие введение формовочных уклонов. Избегают резких изменений сечений для устранения концентраторов литейных напряжений. Сопряжение стенок делают радиусным.

Толщину ребер жесткости под подшипниковыми гнездами назначают не более 0,8 толщины стенки, к которой примыкает ребро. Ширину фланцев основания и разъема назначают несколько большей размера под ключ гаек соединений, стягивающих корпус с крышкой и редуктор с основанием (рамой).

Стыковые поверхности корпуса и отверстия под подшипники обрабатывают методами резания для придания им требуемой точности и формы.

Для предотвращения коррозии и в декоративных целях детали корпусов покрывают красками, металлическими и другими покрытиями.

12.2 Уплотнения и устройства для уплотнения

Для обеспечения нормальной работы машин, приборов и аппаратов необходимо часто предотвращать утечки рабочей среды (масла, газов и т. п.) и защищать их от проникновения окружающей среды (воды, газов и т. д.).

С этой целью применяют уплотнения и уплотняющие устройства, которые можно подразделить на уплотнения для неподвижных соединений (деталей) и уплотнения и устройства для подвижных деталей.

Оценку эффективности уплотнения (герметичности) производят визуально, течеискателями и т. д.

Уплотнения неподвижных соединений. К соединениям, подлежащим уплотнению, относятся болтовые соединения корпусов аппаратов высокого и низкого давления, крышек редукторов, двигателей и т. д. Их уплотнение достигается за счет деформации сжатия прокладок, колец и других уплотняющих элементов при затяжке болтов (рис. 28.2). Прокладки и кольца имеют различное поперечное сечение и форму в плане, соответствующую форме стыка. Их изготовляют из листовых материалов (картона, паронита, асбеста, резины, алюминия, меди, стали и др.). Выбор материала для элемента производят в зависимости от напряжения сжатия, исключающего утечку.

В некоторых случаях (при монтаже подшипников и т. д.) прокладки используют одновременно и в качестве регулировочных.

Иногда для повышения герметичности прокладку (стык) предварительно промазывают краской, пастой или герметизирующей мастикой.

Уплотнение подвижных деталей. Наиболее часто на практике возникает необходимость уплотнения выступающих из корпусов вращающихся хвостовиков валов. В узлах, где рабочая жидкость и масло не находятся под давлением, а окружная скорость вала не превышает 5 -- 7 м/с, применяют контактные уплотнения в виде пропитанных маслом фетровых колец. При повышенном давлении масла используют манжетные уплотнения, прилегание которых к вращающейся детали обеспечивается винтами или пружиной. Манжеты изготовляют из кожи, хлорвинила, резины и других упругих материалов.

Рис. Контактные уплотнения войлочным кольцом (а), манжетой (б) и армированной манжетой

Манжетные уплотнения имеют повышенную склонность к задержанию на поверхности контакта абразивных частиц, в результате чего сопряженная поверхность детали сильно изнашивается.

Бесконтактные уплотнения применяют для деталей, вращающихся с большими скоростями. Их принцип действия основан на использовании центробежных сил, отбрасывающих жидкости, либо на газодинамических эффектах. На рис. 28.4, б и б показаны щелевидное и лабиринтное уплотнения, на рис. 28.4, в -- двойное лабиринтное уплотнение.

12.3 Смазочные материалы и устройства

Смазочные материалы. Смазывание трущихся деталей машин (болтов, зубчатых колес, подшипников и др.) производят преимущественно жидкими минеральными или синтетическими маслами, пластичными (консистентными) СМЫММИ и твердыми смазками.

В качестве жидких масел используют минеральные ММ Ш (индустриальное, турбинное, трансформаторное, цилиндром· и др.), которые сохраняют свои свойства до температуры 120 °С при длительной работе.

Кальциевые смазочные материалы (солидолы) применяю! при длительной работе деталей до температуры 60 "С. Натриевые смазочные материалы (консталины) более тугоплавки, их допустимо использовать при температурах до 100-- 120 °С. Литиевые смазочные материалы могут работать при температурах от -60° до 150-200 °С.

Твердые смазочные материалы (коллоидальный графит, дисульфид молибдена, фтористые соединения и т. п.) используют для деталей, работающих в вакууме, в условиях очень низких температур (ниже --100 °С) или весьма высоких температур (t > 300 °С), при работе в агрессивных средах, не допускающих присутствия какого-либо количества масла или даже паров.

Способы подачи (доставки) смазочных материалов. В зависимости от условий работы применяют различные способы подачи смазочных материалов к деталям и узлам.

Разовое или периодическое закладывание или намазывание применяется для смазывания шарниров, резьбовых соединений, цепей передач, низкооборотных подшипников скольжения, подшипников качения при окружной скорости вала не более 10--15 м/с и т. д. При этом пластичные смазочные материалы закладывают в корпуса подшипников (в объеме 1/з - 1/2 свободного пространства), намазывают при сборке или подают периодически через индивидуальные смазочные устройства.

Смазывание посредством окунания в масляную ванну. Применяют для смазывания зубчатых передач редукторов, коробок передач, закрытых высокооборотных цепных передач, а также шарикоподшипников до значений параметра dmn < < 0,6 · 106 мм · об/мин.

При этом для уменьшения потерь на перемешивание и разбрызгивание масла тихоходные колеса погружают на 1/з радиуса, а быстроходные - не более чем на одну или две высоты зуба.

Минеральное масло заливают в корпус подшипника (при горизонтальном расположении его оси) до уровня, соответствующего положению центра тела качения, занимающего в подшипнике нижнее положение.

Подачу смазочного материала фитилями или дозирующей масленкой применяют в основном для смазывания высокооборотных малогабаритных подшипников, а также цепных передач.

Подача смазочного материала разбрызгиванием из общей масляной ванны используется для смазывания червячных передач (при нижнем расположении червяка), а также подшипников редукторов, коробок передач станков и автомобилей. Разбрызгивание и «масляный туман» создаются погруженными в масло зубчатыми колесами, маслоразбрызгивающими кольцами.

Циркуляционная подача масла применяется для смазывания подшипников скольжения (работа в режиме жидкостного трения) и подшипников качения мощных высокоскоростных редукторов, высокочастотных электроприводов, центрифуг и др. При этом масло с помощью насоса (шестеренного, плунжерного и др.) по трубопроводам доставляется к деталям и разбрызгивается принудительно с помощью струйных форсунок, капельно и др. Схема устройства для централизованного принудительного смазывания показана на рис. 28.7.

Смазывание приборных устройств производят обычно в процессе сборки, закладывая масло в количествах, часто достаточных для эксплуатации в течение ресурса.

СОЕДИНЕНИЯ ДЕТАЛЕЙ (УЗЛОВ) МАШИН И УПРУГИЕ ЭЛЕМЕНТЫ

Машины, приборы, а также различные устройства собирают из деталей и узлов путем их соединения. При этом их взаимное положение фиксируют с помощью разнообразных связей: механических, молекулярно-механических, гидравлических и др.

Механические связи реализуют в конструкциях с использованием дополнительных деталей (соединительных элементов), например, болтов и гаек, штифтов и пр., а также за счет сил сцепления (трения) по поверхностям сопряжения (контакта). Молекулярно-механические связи между деталями формируют сваркой, пайкой, клеем и др. Гидравлические связи образуются с помощью воды, смазочных материалов и т. п.

Сопрягаемые части деталей вместе со связями образуют соединения, название которых определяется, как правило, видом связи или соединительного элемента (например, соединения болтовые, сварные, клеевые и т. д.).

В зависимости от конструктивных, технологических, эксплу-;и;щионных и экономических требований соединение деталей может быть разъемным и неразъемным.

Разъемные соединения разбирают без повреждения деталей, а неразъемные соединения можно разобрать лишь путем разрушения связей или деталей.

Для соединений с натягом такое деление оказывается условным, хотя их разборка обычно связана с повреждением поверхностей контакта.

Разъемные соединения с плоскими (стыковыми) сопряженными поверхностями получают с помощью резьбовых деталей, заклепок, реже -- с использованием штифтов.

Разъемные соединения деталей по соосным охватывающей и охватываемой поверхностям осуществляют с помощью штифтов, шпонок, шлицев и др.

Разъемные соединения выполняют как подвижными, так и неподвижными. В подвижных соединениях (шлицевых, шпоночных и др.) возможно относительное перемещение деталей, предусмотренное функциональным назначением. Отметим, что использование соединений в качестве кинематических пар ограничено. Основное применение имеют неподвижные соединения, в которых детали в процессе работы не совершают относительного движения.

Существенно, что в разъемных и неразъемных соединениях под нагрузкой происходит взаимное смещение точек деталей, обусловленное их деформациями.

Соединения образуют наиболее распространенный класс деталей машин; их работоспособность наиболее часто, как показывает практика, определяет надежную работу конструкций.

ГЛАВА 13. СВАРНЫЕ, ПАЯНЫЕ И КЛЕЕВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

Сварные, паяные и клеевые соединения являются наиболее распространенными видами неразъемных соединений элементов конструкций, обеспечивающими их высокопроизводительную и экономически целесообразную сборку.

Сварку применяют не только как метод соединения деталей, но и как технологический способ их изготовления.

Литые и кованые детали часто успешно заменяют сварными деталями, не требующими моделей или форм, штампов, а поэтому имеющими более низкую стоимость в условиях единичного и мелкосерийного производства.

13.1 Сварные соединения

Виды сварки. Сварные соединения образуются за счет местного нагрева до расплавленного или пластического состояния частей деталей (металлических или неметаллических). Разогрев металла производят в струе газового пламени, электрической дугой между электродом и деталью, токами короткого замыкания, трением, электронным лучом, ультразвуком и т. д. В соответствии со способом разогрева различают виды сварки: газовая, электродуговая, контактная, трением и т. п.

Газовая сварка реализуется за счет оплавления газовым пламенем частей соединяемых деталей и прутка присадочного металла, она используется для соединения деталей из металлов и сплавов с различными температурами плавления при небольшой толщине (до 30 мм), а также для сварки неметаллических деталей. Для ее реализации не требуется источника электроэнергии. Широкое распространение имеет электродуговая сварка, при которой оплавленный (за счет электрической дуги) металл соединяемых элементов вместе с металлом электрода образует прочный шов. Для защиты от окисления шва электрод обмазывают защитным покрытием; часто сварку производят под слоем флюса или в защитной среде инертных газов (аргона, гелия). Электродуговой сваркой на сварочных автоматах, полуавтоматах, а также вручную соединяют детали из конструкционных сталей, чугуна, алюминиевых, медных и титановых сплавов. Последние сваривают в среде аргона или гелия.

Контактная сварка (точечная, роликовая и др.) производится за счет разогрева стыка деталей (тонких листов) теплотой, выделяемой при прохождении электрического тока через два электрода (в форме стержней или роликов), сжимающих детали.

Электронно-лучевая сварка имеет преимущества перед другими видами сварки благодаря высокой проплавляющей способности электронного луча и возможности регулирования его размера. Она дает швы малых габаритов и малое коробление, позволяет сваривать металлы очень малых и очень больших толщин, допускает сварку через щели. Сварка этого вида наиболее эффективна при соединении деталей из тугоплавких металлов.

Сварные соединения являются наиболее прочными среди неразъемных соединений и могут быть получены на автоматах и автоматических линиях.

Основные недостатки соединений: наличие остаточных напряжений из-за неоднородного нагрева и охлаждения и возможность коробления деталей при сваривании (особенно тонкостенных), возможность существования скрытых (невидимых) дефектов (трещин, непроваров, шлаковых включений), снижающих прочность соединений.

Для выявления дефектов в машиностроении вводят полный или выборочный контроль сварных соединений с помощью разрушающих и неразрушающих методов (ультразвука, рентгеновских лучей и т. д.).

Виды соединений. В зависимости от расположения свариваемых деталей различают следующие виды соединений, получаемых дуговой и газовой сваркой: стыковые (рис. 29.1), на-хлесточные (рис. 29.2), тавровые и угловые.

Рис. Нахлестанные соединения, выполненные фланговыми швами (в), лобовыми швами (б), комбинированным (фланговыми и лобовым) швом (в) и косыми швами (г)

Стыковые соединения имеют прочность, близкую к прочности основного металла, и применяются в ответственных конструкциях. В зависимости от толщины S деталей сварку выполняют односторонним (рис. 29.1, а) или двухсторонними (рис. 29.1, в) швами, а также производят подготовку кромок

Рис. 29.5. Соединения контактной сваркой:

Если сварку производят лишь с одной стороны, то для предотвращения стекания металла с противоположной стороны подкладывают стальные или медные (отъемные) подкладки.

Нахлесточные, тавровые и угловые соединения выполняют угловыми швами (обычно нормального сечения, рис. 29.4). Нахлесточные соединения тонколистовых конструкций выполняют с помощью контактной сварки точечной (рис. 29.5, о) или шовной (рис. 29.5,6).

Диаметр сварной точки устанавливают в зависимости от толщины S свариваемых деталей: d = 1,25 + 4 мм.

Рекомендуемое расстояние между точками а = 3d при сварке двух элементов и а = Ad при сварке трех элементов.

13.2 Проектирование и расчет соединений при постоянных нагрузках

Проектирование и расчет сварных соединений (конструкций) сводится к выбору вида соединения, способа сварки, марки электрода, рациональному размещению сварных швов, определению сечения и длины швов из условия равнопроч-ности наплавленного металла и материала соединяемых деталей. Размеры соединяемых деталей обычно известны заранее из условий прочности, жесткости, устойчивости или конструктивных соображений.

Концентрация напряжений в соединениях. Концентрация напряжений в соединениях обусловлена как резким изменением формы сечений, так и особенностями совместной работы сваренных деталей. Она существенно влияет на прочность соединений.

В стыковом соединении формы и размеры шва характеризуются высотой «усиления» шва д, его шириной б и углом и (рис. 29.6, а). Усиление является «источником» концентрации напряжений (рис. 29.6, б). Для ограничения концентрации напряжений рекомендуется выполнять швы с усилением при и = = 160-7-170° и отношением b/g = 9 4-11. В ответственных соединениях это усиление удаляют механической обработкой, в этом случае получают эффективный коэффициент концентрации напряжений ка =1.



Рис. 29.7. Распределение касательных напряжений вдоль флангового шва в зависимости от жесткости листов:

Нахлесточные соединения в отличие от стыковых имеют более высокую концентрацию напряжений. При этом в лобовом шве концентрация напряжений вызвана поворотом силового потока (изгибом) (см. рис. 29.6, в), а во фланговом шве -- неравномерным распределением нагрузки вдоль шва. С уменьшением площади А2 листа (например, за счет его ширины) концентрация нагрузки снижается (рис. 29.7,6), что способствует повышению прочности соединения.

Коэффициенты концентрации напряжений даны ниже в табл. 29.3.

Расчеты на прочность соединений. Стыковые швы (см. рис. 29.1) рассчитывают на прочность по номинальному сечению соединяемых деталей (без учета утолщения швов) как целые детали.

Напряжения растяжения

Таблица 29.1. Допускаемые напряжения для сварных швов при статической нагрузке

Сварка	Допускаемые напряжения для сварных швов
	при растяжении	при сжатии [усж]	при сдвиге [фш]
Автоматическая, ручная электродами Э42А и Э50А, в среде защитного газа, контактная стыковая Ручная электродами обычного качества Контактная точечная	[ус] 0,9|уз] -	[уз] [ус] -	0,65 [ус] 0,6 [ус] 0,5 [ус]

Примечание. [ус] -- допускаемое напряжение при растяжении основного металла соединяемых элементов.

Допускаемая растягивающая нагрузка

[F] = [у'с] lS. (29.2)

Напряжения в шве при совместном действии внешней силы и изгибающего момента

здесь Wc -- момент сопротивления сечения шва.

Фланговые и лобовые (угловые) швы разрушаются по сечению, проходящему через биссектрису прямого угла (рис. 29.8, а). Площадь расчетного сечения

где L-- общая длина (периметр) сварного шва; кр - расчетный катет шва, обычно kp = (0,9 - 1,2) S, где S -- наименьшая толщина свариваемого элемента; kpmin=3 мм при S>3 мм. Номинальное напряжение среза в расчетном сечении

здесь [тш] -- допускаемое напряжение в сварном шве при срезе.

Это соотношение выражает собой условие прочности шва по допускаемым напряжениям.

Требуемая длина шва

Наибольшая длина лобового шва не ограничивается, а длину флангового шва не следует выполнять большей 60кр из-за неравномерного распределения нагрузки по длине (см. рис. 29.7). Минимальная длина флангового шва должна быть не менее 30 мм, так как при меньшей длине дефекты (непровары, шлаковые включения и др.) в начале и в конце шва существенно снижают его прочность.

Допускаемая растягивающая нагрузка

[F]=0,7kpL[Tш].

Швы целесообразно располагать так, чтобы они были нагружены равномерно. Если фланговые швы размещены несимметрично относительно нагрузки, например, в соединении с уголком (рис. 29.8, б), то, полагая, что напряжения равномерно распределены по длине шва, из уравнений равновесия получим соотношения для нагрузок на фланговые швы в виде



где a1 и а2 -- расстояния от центра тяжести сечения элемента до центра тяжести сечения швов.

Если длина шва задана или определена, например, из расчета по формуле (29.1), то ее целесообразно разместить пропорционально нагрузкам F1 и F2, чтобы выполнялось

Рис. К уточненному расчету комбинированного шва

Следовательно, для получения равномерного распределения нагрузки между швами необходимо длину каждого шва принимать обратно пропорциональной расстоянию между центрами тяжести шва и детали.

Расчет комбинированных угловых швов под действием момента в плоскости стыка (рис. 29.9) выполняют, полагая, что швы работают независимо, а фланговые швы передают только силы вдоль своей оси.

Из условия равновесия одного из листов следует (ф lmax = ф2 = ф)

M= фAch+ фWc

Где Ac=0.7kpl; Wc=(0.7kph2)/6

Откуда

ф =M/(Ach+Wc)

В уточненном расчете можно принять, что листы являются абсолютно жесткими (недеформируемыми) и приваренный элемент под нагрузкой стремится повернуться вокруг центра тяжести (ЦТ) сечений швов (рис. 29.10). Тогда

где rmax -- расстояние от центра тяжести до наиболее удаленной точки шва; Jp -- полярный момент инерции швов; Jp = Jx + Jy (Jx и Jy -- моменты инерции швов относительно осей ч и у).

Тавровые соединения, выполненные угловыми швами, рассчитывают по формулам (29.3) и (29.5). Если такие соединения сварены, как и соединения встык, то расчет выполняют по формулам (29.1) и (29.2).

Угловые соединения (см. рис. 29.3) не используются как силовые, их применяют, как правило, для образования профилей из отдельных элементов.

Прочность стыка, полученного контактной сваркой, для соединений встык принимается равной прочности основного металла.

Точечное соединение, нагруженное в плоскости стыка, рассчитывают на срез, принимая равномерное распределение нагрузки между точками

где -F1-- усилие, приходящееся на одну точку; i -- число плоскостей среза точек.

Швы, получаемые на роликовых машинах, рассчитывают по формуле

здесь а -- ширина шва; / -- его длина.

Допускаемые напряжения в сварных швах в долях от допускаемых напряжений основного металла приведены в табл. 29.1. Допускаемые напряжения для основного металла в металлоконструкциях вычисляют по формуле

где R = (0,85 - 0,9) уФ -- расчетное сопротивление с учетом неоднородности материала (уф - предел текучести материала); т -коэффициент, который принимают в зависимости от типа соединения и условий его работы, обычно т = 0,8-0,9; К -- коэффициент перегрузки, обычно К = 1 - 1,2; для резервуаров с внутренним давлением К = 1,2; для подкрановых балок при тяжелом режиме работы К = 1,3 - 1,5.

В строительных конструкциях принимают расчетное сопротивление R = 0,9 уф. Значения R, принимаемые в ряде отраслей машиностроения, приведены в табл. 29.2.

Таблица Расчетные сопротивления R для нижоуглеродистых сталей *

Марка стали	R, МПа, при
	растяжении	сжатии	срезе
СтЗ, Ст4 14Г2, 10Г2С1, 15ХСНД 10ХСНД	210/180 290/250 340/290	210 290 340	130-150 170-200 200-240

13.3 Расчет на прочность сварных соединений при переменных нагрузках

Запас прочности стыковых соединений при пропорциональном возрастании среднего напряжения цикла ат и амплитуды переменных напряжений у а

где у-1 -- предел выносливости материала; к у -- эффективный коэффициент концентрации напряжений (табл. 29.3); шу -- коэффициент, учитывающий влияние на сопротивление усталости асимметрии цикла, шу = 0,1 - 0,2 для стыковых соединений из низкоуглеродистых сталей, шу = 0,2 - 0,3 то же, для средне и высокоуглеродистых сталей.

При резонансных колебаниях сварных деталей возрастает лишь амплитуда переменных напряжений. Запас прочности по переменным напряжениям

Таблица 29.3. Эффективные коэффициенты концентрация напряжений в сварных соединениях (сварные швы)

	Коэффициент	ка для стали
Характеристика швов	углеродистой	низколегированной
Стыковые швы (по оси шва) с полным проваром корня шва: при автоматической· и ручной сварке и контроле шва просвечиванием при ручной сварке без просвечивания Угловые швы: поперечные (лобовые) при сварке ручной автоматической продольные (фланговые), работающие на срез	1,0 1,2 2,3 1,7 3,5	1,0 1,4 3,2 2,4 4,5

Обычно зу > 2, зб > 2,5.

Расчет угловых швов проводят аналогично [в формулах (29.6) и (29.7) у заменяют на ф].

13.4 Паяные соединения

Паяные соединения получили широкое распространение в различных отраслях машиностроения и в ряде случаев вытесняют сварные соединения.

Пайкой изготовляют не только отдельные детали, но и сложные крупногабаритные узлы. Методами высокотемпературной пайки (капиллярной, диффузионной, контактно-реактивной, металлокерамическои) получают неразъемные соединения со свойствами, близкими к свойствам основных материалов, и прочностью, превышающей прочность сварных соединений.

Соединения образуются за счет местного нагрева легкоплавкого присадочного материала (припоя), который растекается по нагретым поверхностям соединяемых деталей и образует при охлаждении паяный шов, диффузионно и химически связанный с материалом деталей.

Нагрев припоя и деталей при пайке выполняют паяльником, газовой горелкой, в печах и пр. При пайке в печах припой укладывают в виде проволочных и ленточных контуров (рис. 29.11).

Для уменьшения вредного влияния окисления поверхностей деталей применяют специальные флюсы (на основе канифоли, буры, хлористого цинка), паяют в среде нейтральных газов или в вакууме. При конструировании паяных изделий наряду с выбором основного металла производят выбор припоя и способа пайки, так как последние существенно влияют на выбор типа соединения, величины зазоров и условий сборки.

Главным условием при назначении основного металла является паяемость его припоями, обеспечивающими заданную прочность. Необходимо учитывать также чувствительность основного металла к нагреву и склонность его к образо-

Таблица Механические характеристики и области применения распространенных припоев

Марка	Основа	увп, МПа	8,%	Назначение
Л63 (проволока)	Медь	450	2	Для пайки стальных изделий неответственного назначения, а также для пайки сталей с нагартовкой, при неравномерном нагреве
ПСр 40 ПСр 45	Серебро	380-440 370-510	18-37 16-35	и других деталей и узлов из конструкционных и коррозионно-стойких сталей. Могут работать до температур 350 -450 °С
ПОС 90 ПОС 61 ПОС 40	Олово и свинец	49 43 38	25 34 32	Внутренние швы медицинской аппаратуры, детали электротехнической и приборостроительной промышленности

В связи с этим, например, пайка сталей латунью применяется ограниченно. Медь является основным компонентом, вызывающим охрупчивание соединений.

Припои должны хорошо смачивать обезжиренные поверхности деталей, не образуя с ними интерметаллидов. В качестве припоев применяют чистые металлы, но в основном сплавы на основе олова, меди, серебра и т. п.

В табл. 29.4 приведены механические характеристики и области применения некоторых припоев.

При высокой температуре пайки ряда разнородных металлов (например, титана с медью и никелем, магния со сталью, алюминия с медью и др.) невозможно получить пластичные и прочные соединения без нанесения на них барьерных покрытий, предохраняющих разнородные металлы от активного взаимодействия и, как следствие, возникновения в паяном шве хрупких интерметаллидов.