Перечень вопросов для экзамена по ДМ(П) и ОК.

1. Пять стадий разработки конструкторской документации.

• Техническое задание (ТЗ)

Документ содержащий назначение, технические характеристики и показатели качества, технико-экономические требования, предъявляемые к разрабатываемой конструкции машины, число стадий разработки конструкторской документации и специальные требования. Техническое задание после согласования и утверждения является основанием для выполнения проектных разработок.

• Техническое предложение (ТП)

Документ содержащий назначение, технические характеристики и показатели качества, технико-экономические требования, предъявляемые к разрабатываемой конструкции машины, число стадий разработки конструкторской документации и специальные требования. Техническое задание после согласования и утверждения является основанием для выполнения проектных разработок.

• Эскизный проект (ЭП)

Документ содержащий принципиальные конструктивные решения, дающие общее представление об устройстве и принципе работы машины, а также данные, определяющие ее назначение, основные параметры и общий вид. Эскизный проект после согласования и утверждения служит основанием для дальнейшей разработки проекта.

• Технический проект (ТП-Т)

Документ содержащий окончательные технические решения, дающие полное представление об устройстве разрабатываемой машины и необходимые исходные данные для подготовки рабочей документации. Технический проект после согласования и утверждения служит основанием для разработки рабочей документации.

• Рабочая документация (РД)

Документация для подготовки единичного, серийного или массового производства машин. В процессе разработки наиболее полно учитывают технологические и организационные факторы производства.

Эта стадия разработки наиболее продолжительна и требует наибольших затрат времени и средств. РД разрабатывают последовательно для изготовления и испытания опытного образца (партии), установочных серий и установившегося серийного или массового производства. Инженерные расчеты в процессе конструирования, как и весь процесс проектирования машин, носят многовариантный характер, что создает благоприятные предпосылки к выбору оптимального решения.

2. Основные типы крепежных деталей резьбовых соединений;

Резьбовые соединения

Соединение деталей с помощью резьбы является одним из старейших и наиболее распространенных видов разъемного соединения. К ним относятся соединения с помощью болтов, винтов, шпилек, винтовых стяжек и т.д.

Резьба

Резьба – выступы, образованные на основной поверхности винтов или гаек и расположенные по винтовой линии.

Классификация резьб:

1. По форме профиля:

• упорные;

• треугольные;

• прямоугольные;

• круглые;

• трапецеидальные;

2. По форме основной поверхности:

• цилиндрические;

• конические;

3. По назначению:

• крепежные;

• ходовые;

• специальные;

4.По направлению винтовой линии:

• правые;

• левые.

Соединение болтами применимо только при возможности выполнения сквозных отверстий в стягиваемых деталях. Монтаж болтовых соединений не особенно удобен: требуется страховка болта от проворачивания при затяжке гайки. Желательна фиксация болта в осевом направлении при затяжке. При монтаже приходится манипулировать двумя деталями - болтом и гайкой.

2. Соединение ввертными болтами применяют при глухом нарезном отверстий (рис.1.2), когда невозможно применить болт с гайкой, или при сквозном нарезном отверстии (рис.1.3), когда возможна установка болта только с одной стороны соединения. Ввертные болты по конструкции аналогичны болтам с навертной гайкой.

Деталь с нарезным отверстием должна быть выполнена из материала, который хорошо держит резьбу (например, стали, ковкого и высокопрочного чугуна, титанового сплава, бронзы). В деталях из мягких сплавов (алюминиевых, магниевых, цинковых и т.д.) требуется введение промежуточных нарезных втулок (футорок) из более твердого металла.

Нежелательно выполнение нарезных отверстий в деталях из серого чугуна для часто разбираемых соединений (резьба в сером чугуне склонна к выкрашиванию и быстро изнашивается), а также в деталях из коррозионно-стойких сталей (нарезание резьбы сопряжено с большими трудностями из-за вязкости сплава). При износе резьбы деталь с нарезным отверстием выходит из строя, исправить ее можно только установкой нарезных втулок (если это допускает конструкция детали).

Соединение имеет определенное ограничение по высоте стягиваемых деталей: осуществить правильную затяжку длинных болтов затруднительно из-за неустранимого скручивания стержня болта при затяжке.

При сборке и разборке манипулируют одной деталью - болтом, что представляет определенное преимущество перед болтовым соединением, где приходится манипулировать болтом и гайкой.

3. Соединение шпильками в основном применяют для деталей из мягких (алюминиевых и магниевых сплавов) или хрупких (серого чугуна) материалов, а также при глухих или сквозных нарезных отверстиях. (рис.1.4-1.5) в случаях, когда невозможна установка ввертных болтов.

Ввертной конец шпильки устанавливают в нарезном гнезде наглухо и притом по большей части с натягом. В этих условиях резьбовое соединение детали даже из мягких металлов получается достаточно надежным.

При срыве или повреждении резьбы деталь с нарезными отверстиями выходят из строя; исправить ее можно только установкой нарезных втулок. При обрыве шпильки удаление ввертного ее конца из гнезда затруднительно.

Сборка и разборка соединения имеет особенности; детали можно соединять и разъединять только в направлении, перпендикулярном к плоскости стыка, приподнимая снимаемую деталь на полную высоту шпилек. Этим соединение существенно отличается от болтового соединения и соединения ввертными болтами, где возможен, при удаленных болтах, сдвиг деталей параллельно плоскости стыка. При сборке и разборке манипулируют одной деталью - гайкой.

Соединение шпильками вызывает определенные неудобства при сборке: выступающие концы шпилек затрудняют доступ к соседним деталям. Особенно ощущается этот недостаток в многошпилечных соединениях с "частоколом" длинных шпилек.

3. Способы стопорения резьбовых соединений;

Стопорение контргайкой (фиг. 262, а) — простой и распространенный способ. В результате затяжки контргайки в болте возникает растягивающее усилие, увеличивающее силу трения в резьбе. Недостатком этого способа является увеличение габаритов и веса соединения. Кроме того, в быстроходных машинах, испытывающих значительные вибрации, стопорение контргайкой недостаточно надежно.

Стопорение пружинной шайбой (фиг. 262, б) лучше. Принцип действия пружинной шайбой такой же, как и контргайки,— создать дополнительную осевую силу. Эти шайбы увеличивают силу трения на опорной поверхности за счет врезания усиков в тело детали и гайки.

Кроме стандартизованных по ГОСТ 6402—61 пружинных шайб (фиг. 262, в), имеются шайбы с несколькими отогнутыми усиками, которые равномерно нагружают болт дополнительным усилием.

Стопорение разрезной гайкой (фиг. 262, г) — очень надежный способ. Увеличение сил трения на поверхности резьбы достигается за счет стягивания винтом двух частей гайки.

Стопорение, шплинтом (фиг. 262, д) применяется как для обычной, так и для корончатой гайки; в последнем случае имеется возможность подтягивать соединение в случае его ослабления. Шплинты стандартизованы по ГОСТ 397—54. Вместо шплинта может быть применен конический разводный штифт (фиг. 262, е) по ОСТ 2074.

Стопорение стопорными шайбами (фиг. 262, ж) заключается в том, что под гайку подкладывается специальная шайба с одной или с двумя лапками (ГОСТ 3693—52). Одна из этих лапок загибается вдоль ни детали, а вторая — вдоль грани гайки и стопорит ее и таком положении.

Стопорные шайбы могут иметь вместо лапок, внутренний или наружный носок (ГОСТ 3695—52) или несколько усиков, расположенных под углом 30? друг к другу (фиг. 262, з). Эти шайбы получили широкое распространение для стопорения гаек в узлах с подшипниками качения.

Стопорение пластинкой (фиг. 262, и) удобно тем, что позволяет стопорить гайку в 12 различных положениях.

Стопорение привариванием гайки или головки болта применяется только в тех случаях, когда соединение не требует разборки.

Стопорение кернением применяется для стопорения винтов в неразборных соединениях. Кернение винтов производится в шлиц с двух сторон. Стопорить кернением можно и гайку после ее навинчивания. В этом случае ставится три керна по резьбе под углом 120° друг к другу.

4. Теория винтовой пары;

Если винт нагружен осевой силой F, то для завинчивания гайки к ключу необходимо приложить момент Тзав, а к стержню винта реактивный момент Тр, кот. удерживает стержень от вращения. При этом можно записать Тзав=Тт+Тр, где Тт - момент сил трения на опорном торце гайки; Тр - момент сил в резьбе. Тт=Ff(Dср/2), где Dср=(D1+dотв)/2 — ср.радиус опорного торца гайки, D1 — наруж. диаметр опорного торца гайки, dотв - диаметр отверстия под винт; f — коэф. трения на торце гайки. Тр=0,5Fd₂tg(ψ+φ), где ψ - угол подъема резьбы, φ=arctgf_пр - угол трения в резьбе; f_пр - приведенный коэф. трения в резьбе, учит. влияние угла профиля. Тзав=0,5Fd₂[(D_ср/)f+tg(ψ+φ)]. По этой ф-ле можно подсчитать отношение осевой силы винта F к силе Fk, приложенной на ручке ключа, F/Fk, кот. дает выигрыш в силе. Стержень винта не только растягивается силой F, но и закручивается моментом Тр. КПД винтовой пары η=tgψ/tg(ψ+φ) ↑ с ↑ψ и с ↓φ

5. Расчет резьбы на прочность;

Примером служат болты для крепления ненагруженных герметич. крышек и люков корпусов машин. В этом случае стержень болта растягивается осевой силой F_зат, возникающей от затяжки болта, и закручивается моментом сил в резьбе Т_р. Напряжение растяжения от силы Fзат: σ=F_зат/[(π/4)d²₁], напряж. кручения от момента Т_р: τ=Т_р/W_р=0,5F_затd₂tg(ψ+φ)/0,2d³₁. F_зат=Аσ_см, А - площадь стыка деталей, приходящаяся на 1 болт. Прочность болта опр. по эквив. напр. σ_экв=√[σ²+3τ²]≈1,3σ.,чности. Прочность болта: σ_экв=1,3F_зат/[(π/4)d²₁]≤[σ].

Основные виды разрушения резьб: крепежных — срез витков, ходовых — износ витков. В соответствии с этим основными критериями работоспособности и расчета для крепежных резьб являются прочность, связанная с напряжениями среза τ, а для ходовых резьб—износостойкость, связанная с напряжениями смятия асм (рис. 1.17). Условия прочности резьбы по напря¬жениям среза τ = F/(πd1HKKm)<[τ] для винта, (1.12) τ = F/(πdHKKm)<[τ] для гайки, где Η—высота гайки или глубина завин¬чивания винта в деталь; K=ab/p или К=се/р — коэффициент полноты резьбы; Кт — коэффициент неравномерности на¬грузки по виткам резьбы. Для треугольной резьбы ЛТ^0,87, для прямо¬угольной К&0,5, для трапецеидальной ЛТ%0,65; #,,,¾ 0,6...0,7— большие значения при σΒΒ/σΒΓ>1,3, где σΒΒ — предел прочности материала винта, а σΒΓ —2-24 гайки. Это связано с тем, что увеличение относительной прочности материала винта позволяет в большей степени использовать пластические деформации в резьбе для выравнивания распределения нагрузки по виткам резьбы. Если материалы винта и гайки одинаковы, то по напряже¬ниям среза рассчитывают только резьбу винта, так как άγ < d. Условие износостойкости ходовой резьбы по напряжениям смятия σсм=F/(πd2hz)<[σcм] (1.13) где z=H/p—число рабочих витков (например, число витков гайки). Формула (1.13) — общая для винта и гайки. Коэффициент Кт здесь принят равным единице с учетом приработки ходовых резьб и при условии, что допускаемые напряжения принимают согласно накопленному опыту эксплуатации (см. гл. 14). Высота гайки и глубина завинчивания. Равнопрочность резьбы и стержня винта является одним из условий назначения высоты стандартных гаек. Так, например, приняв в качестве предельных напряжений пределы текучести материала на растяжение и сдвиг и учитывая, что τχ»0,6στ, запишем условия равнопрочности резьбы на срез и стержня винта на растяжение в виде τ = F/(πd1HKKm)=0.6σ=0.6F/[(π/4)d1^2] откуда при К=0,87 и Кт=0,6 получаем Н=0,8d1.    (1.14) Здесь F/[(π/4)d1^2—напряжение растяжения в стержне винта, рассчитанное приближенно по внутреннему диаметру резьбы dx. В соответствии с этим высоту нормальных стандартных гаек крепежных изделий принимают (см. табл. 1.5) H=0.8d    (1.15) Кроме нормальных стандартом предусмотрены высокие H=1.2d и низкие H=0,5d гайки. Так как d>dx (например, для крепежной резьбы d=1,2d1, то прочность резьбы при нормальных и высоких гайках превышает прочность стержня винта.

По тем же соображениям устанавливают глубину завин¬чивания винтов и шпилек в детали: в стальные детали в чугунные и силуминовые Hi=1,5d. В соответствии с этим высоту нормальных стандартных гаек крепежных изделий принимают (см. табл. 1.5) H=0.8d    (1.15) Кроме нормальных стандартом предусмотрены высокие H=1.2d и низкие H=0,5d гайки. Так как d>dx (например, для крепежной резьбы d=1,2d1, то прочность резьбы при нормальных и высоких гайках превышает прочность стержня винта. По тем же соображениям устанавливают глубину завин¬чивания винтов и шпилек в детали: в стальные детали в чугунные и силуминовые Hi=1,5d. Стандартные высоты гаек (за исключением низких) и глуби¬ны завинчивания исключав η необходимость расчета на про¬чность резьбы стандартных крепежных деталей (см. табл. 1.6). Рассмотренный пример определения высоты гайки является примером оптимизации конструкции резьбовой пары по усло¬вию равнопрочности резьбы и стержня болта. 

6. Расчет на прочность стержня винта (болта) при различных случаях нагружения;

Стержень винта нагружен только внешней растягивающей силой

Примером служит резьбовой конец крюка для подвешивания груза /рис. 12/. Опасным является сечение, ослабленное нарезкой. Расчет проводят на растяжение, принимая за опасное сечение по внутреннему диаметру резьбы.

Условие прочности

Болт затянут, внешняя нагрузка отсутствует

Примером служат болты для крепления ненагруженных герметичных крышек люков корпусов машин /рис. 13/. В этом случае стержень болта растягивается осевой силой F_зат., возникающей при затяжке болта, и закручивается моментом сил в резьбе Т_Р .

где d₂ - средний диаметр резьбы,  ψ - угол подъема резьбы, φ = arctg f_тр - угол трения в резьбе.

Напряжение растяжения от силы F_зат.

Напряжения кручения от момента Т_Р

Прочность болта определяется по эквивалентному напряжению

Болтовое соединение нагружено силами, сдвигающими детали в стыке

В этом случае конструкция может быть выполнена в двух вариантах. Если болт поставлен с зазором /рис. 14/, то внешнюю нагрузку уравновешивают силами трения в стыке, которые образуются в результате затяжки болта

где i - число плоскостей стыка деталей /на рис. 14 плоскостей стыка две/; f - коэффициент трения в стыке, f = 0,15...0,2 ; к - коэффициент запаса, к = 1,3...1,5 при статической нагрузке, к = 1,8...2,0 при переменной нагрузке.

Если болт поставлен без зазора /рис. 15/, то при расчете на прочность не учитывают силы трения в стыке, так как затяжка болта необязательна.

Стержень болта рассчитывают по напряжениям среза и смятия. Условие прочности по напряжениям среза

где i - число плоскостей среза /на рис. 15 таких плоскостей две/. Условие прочности по напряжениям смятия

В литературе приводятся и другие случаи нагружения болтов, в том числе расчет групповых резьбовых соединений.

7. Эффект эксцентричного нагружения болта;

Эксцентричное нагружение болта возникает из-за непараллель­ности опорных поверхностей детали и гайки или головки болта, например вследствие уклона полки швеллера, погрешностей изгото­вления деталей, болтов, гаек и т. д. Во всех этих случаях кроме напряжений растяжения в стержне болта появляются напряжения изгиба. Например, для болта на рис. 1.28, а напряжение растяжения в стержне

А напряжения изгиба при больших углах а, не ограничивающих деформацию болта,

*и=^зат*/(0М3).

Если принять x=di, то

<XH = iSaT/(0M2).

При малых а напряжения изгиба определяют с учетом дефор­мации, допускаемой этим углом (рис. 1.28, б):

<тя = Mj fVH «-Е*/а/(2/б).

Здесь

M=EI/p; р = /б/а; W^I{D2).

Расчетным напряжением <ти будет большее из двух. Приняв за расчет­ное первое напряжение, получим

(TJctp&795.

Это отношение позволяет отметить, что эксцентричное нагружение мо­жет значительно уменьшать прочность болтов.

При разработке и изготовлении конструкции соединений необ­ходимо принимать все меры, устраняющие эксцентричное нагруже­ние. Например, неровные поверхности деталей под гайками и голов­ками болтов нужно планировать, а в случае, изображенном на рис. 1.28, подкладывать под гайку косую шайбу и т. п.

8. Расчет соединений, включающих группу болтов;

Основные критерии работоспособности и расчета

•  для крепежной резьбы − прочность, связанная с напряжениями среза ,

• для ходовой резьбы − износостойкость, связанная с напряжениями смятия  .

 При одинаковом материале винта и гайки по напряжениям среза рассчитывают только резьбу винта.

Высота гайки и глубина завинчивания

 Равнопрочность резьбы и стрежня винта является одним из условий определения высоты стандартных гаек.

 Прочность резьбы для нормальных и высоких гаек превышает прочность стрежня винта.

 Стандартные высоты гаек  и глубина завинчивания исключает необходимость расчетов на прочность резьбы стандартных крепежных деталей.

Расчеты на прочность стрежня винта при различных видах нагружения

 Стрежень винта нагружен только внешней растягивающей силой

 Опасное сечение − сечение, ослабленное резьбой. Площадь сечения приблизительно оценивают по внутреннему диаметру  резьбы .

Болт затянут, внешняя нагрузка отсутствует

 Пример: болты для крепления ненагруженных герметичных крышек и люков корпусов машин. Стрежень болта растягивается осевой силой  , возникающей от затяжки болта, и закручивается моментом сил в резьбе. Прочность болта определяется по эквивалентным напряжениям.

 Болты М10...М12 можно разрушить при некачественно выполненной затяжке. Болты М6 разрушаются при силе 45Н, М12 при силе 180Н, в среднем и тяжелом машиностроении не рекомендовано применять  болты меньшие М8.

Болтовое соединение нагружено силами, сдвигающими детали

 Условие надежности соединения − отсутствие сдвига деталей в стыке.

Болт поставлен с зазором

 Внешняя нагрузка   уравновешивается силами трения в стыке, образованными от затяжки болта.

 В соединении, в котором болт поставлен с зазором, внешняя нагрузка не передается на болт. Поэтому болт рассчитывается только на статическую прочность по силе затяжки даже при переменной нагрузке (влияние переменной нагрузки учитывается повышением коэффициентов запаса).

Болт поставлен без зазора

 В этом случае отверстие калибруют разверткой, а диаметр стрежня болта выполняют с допуском, обеспечивающим  посадку без зазора. При расчетах силы трения в стыке не учитывают, потому что затяжка болта не обязательна (болт можно заменить штифтом). Стрежень болта рассчитывают по напряжениям среза и смятия.Расчеты на смятие проводят по условным напряжениям.

 Расчеты выполняют по самому большому напряжению смятия, а допускаемые напряжения определяют по наиболее слабому из материалов болта или детали. Установка болта с зазором

• дешевле (не нуждается в точных размерах);

• условия работы хуже (расчетная нагрузка превышает внешнюю нагрузку; вследствие нестабильности коэффициента трения и тяжести контроля затяжки робота таких соединений при нагрузке сдвига недостаточно надежная).

Болт затянут, внешняя нагрузка раскрывает стык деталей

 Пример: болты для крепления крышек резервуаров, нагруженных давлением жидкости или газа. Затяжка болтов должна обеспечивать герметичность соединения или нераскрытие стыка под нагрузкой. После приложения внешней нагрузки к затянутому соединению болт дополнительно растягивается на некоторую величину, а деформация сжатия деталей уменьшается и эту ту же величину.

 Достаточная предварительная затяжка  , которая обеспечивает нераскрытие стыка деталей, является условием надежности и герметичности соединения.

 Факторы, влияющие на нераскрытие стыка:

• качество обработки поверхности (для ответственных деталей применяют шлифование);

• число поверхностей стыка (чем больше поверхностей стыка, тем хуже);

• качество поверхности и точность резьбы (грубая резьба сминается и уменьшает силу затяжки);

• надежность способа стопорения;

• качество прокладок (упругие прокладки лучше сохраняют затягивание в стыке).

Таким образом, целесообразно сильно затягивать соединения, особенно при переменных нагрузках.

Эффект эксцентричного болта

 Эксцентричная нагрузка возникает в случаях непараллельности опорных поверхностей детали и гайки или головки болта. Кроме напряжений растяжения возникают напряжения изгиба и эксцентричная нагрузка может в значительной мере уменьшить прочность болта.

 Меры, позволяющие устранить эксцентричную нагрузку:

• планирование неравных поверхностей;

• подкладывание под гайку косую шайбу и т.п.

Расчеты соединений, включающих группу болтов

Расчеты приводится к определению расчетной нагрузки для наиболее нагруженного болта. Предположение:

• поверхности стыка остаются плоскими;

• поверхности стыка имеют минимум две оси симметрии, а болты  расположены симметрично относительно этих осей;

• все болты одинаковы и одинаково втянуты.

 Равнодействующая нагрузка перпендикулярна плоскости стыка и проходит через его центр тяжести.

 Типичный случай соединения круглых и прямоугольных крышек, нагруженных давлением жидкости или газа. При этом болты затягивают, чтобы обеспечить плотность соединения. Все болты соединения  нагружены одинаково.

Нагрузка соединения сдвигает детали в стыке

 Пример: крепление кронштейна. При расчетах силу заменяют такой же силой, приложенной в центре тяжести стыка, и моментом  . Нагрузка от силы R распределяется по болтам равномерно  . Нагрузка от момента распределяется по болтам пропорционально их деформациям при повороте кронштейна, пропорционально расстояниям болтов от центра тяжести стыка, являющимся центром поворота.

Болты поставлены  без зазора

 Нагрузка воспринимается непосредственно болтами. Прочность болтов и деталей рассчитывается по напряжениям среза и смятия.

Болты поставлены  с зазором

 Нагрузки воспринимаются силами трения в стыке, для образования которых болты затягивают.

 Приблизительно считают, что равнодействующая сил трения приложена к центру соответствующего отверстия.

 Соединение будет прочным (детали не сдвинутся), если равнодействующая сил трения под каждым болтом не меньше, чем соответствующая равнодействующая сил

Нагрузка соединения раскрывает стык деталей

Пример: крепление кронштейнов, стоек и т.п. Силу R раскладываем на составляющие, действие которых  заменяют действием сил, приложенными к центру стыка, и действием момента.   Возможность раскрытия стыка и сдвига деталей устраняется затяжкой болтов.

Расчеты из условия нераскрытия стыка.

До приложения нагрузки R затяжка в стыке образовывалась напряжениями смятия.

Расчеты из условия отсутствия сдвига деталей стыка (проверочный)

Если условие отсутствия сдвига не выполняется, это означает, что условие нераскрытия стыка не является решающим и затяжку нужно определять из условия отсутствия сдвига или ставить болты без зазора.

 При больших нагрузках сдвига применяют специальные устройства, разгружающие стык (болты ставятся с зазором и воспринимают только раскрывающую стык нагрузку):

• штифты;

• втулки;

• шпонки;

• упоры.

Материал

• Сталь Ст3

• Низкоуглеродистые стали (сталь 10 ... сталь 35) − для стандартных крепежных деталей (изготовление методом холодной высадки  или штамповки с последующей накаткой резьбы);

• Легированные стали (35Х, 30ГСА) – для высоконагруженных деталей при переменных или ударных нагрузках, высоких температурах, в агрессивных средах.

 Для повышения прочности, коррозийной устойчивости, жаропрочности применяют специальные виды термической и химико-термической обработки, нанесение гальванических покрытий, например, улучшение, цинковое или кадмиевое хромирование, хромовое или медное покрытие и т.п.

9. Материалы резьбовых изделий и допускаемые напряжения;

Материалы для изготовления резьбовых деталей по ГОСТ 1759.4—87 указаны в табл. 1.1. В отдельных случаях применяют сплавы цветных металлов (латунь, бронзу и др.). При выборе материала учитывают условия работы (темпера­туру, коррозию и т. п.), величину и характер нагрузки (статическая или переменная), способ изготовления и объем производства. Например, стандартные крепежные изделия общего назначения из­готовляют из низко - и среднеуглеродистых сталей типа сталь 10... сталь 35. Эти дешевые стали позволяют изготовлять большие пар­тии болтов, винтов и гаек методом холодной высадки или штам­повки с последующей накаткой резьбы. Легированные стали 35Х, 30ХГСА применяют для высоконагруженных деталей при перемен­ных и ударных нагрузках, при высоких температурах, в агрессивных средах и пр.

Для повышения прочности, коррозионной стойкости и жаро­прочности применяют специальные виды термической и химико - термической обработки, а также нанесение гальванических и других покрытий, например улучшение, цинковое или кадмиевое хромиро­вание, хромовое или медное покрытие и пр.

В зависимости от механических характеристик материала для стандартных болтов, винтов и шпилек установлены 12 классов прочности.

Класс прочности обозначается двумя числами, между которыми ставят точку. Например: 3.6; 5.8; 12.9. Первое число, умноженное на 100, определяет минимальную величину предела прочности ((хв; МПа) материала детали. Произведение этих двух чисел, умножен­ное на 10, определяет минимальную величину предела текучести (<гт; МПа). Для стандартных гаек в диапазоне диаметров t/=1...48 мм с размерами под ключ по ГОСТ 24671 — 84 и высотой ^0,8d установлено 7 классов прочности. Например: 4; 8; 10. Число, указы­вающее класс прочности гайки, определяет тот наибольший класс прочности винтов или шпилек, с которыми данная гайка может быть использована в соединении. Например, гайка класса прочно­сти 8 может быть использована в соединении с винтами, имеющими класс прочности 3.6; 5.8; 8.8, но не может использоваться с винтами класса прочности 9.8; 12.9.

Для низких гаек с высотой от 0,5d до 0,8d предусматривается два класса прочности — 04 и 05. Цифра 0 указывает на то, что гайка низкая. Механические характеристики материала резьбовых деталей в зависимости от их класса прочности приведены в ГОСТ 1759.4— 87 и ГОСТ 1759.5 — 87.

Допускаемые напряжения и коэффициенты запасы прочности для резьбовых соединений приведены в табл. 1.2 и 1.3, Они учитывают точность расчетных формул, характер нагрузки, качество монтажа соединения (контролируемая или неконтролиру­емая затяжка) и пр.

10. Конструкции, технология, классификация, области применения заклепочных соединений;

В зависимости от конструкции соединения применяют различные типы заклепок, геометрические размеры которых стандартизованы. Основные типы заклепок изображены на рис. 2.2 (а — с полукруг­лой головкой; б — полупотайная; в— потайная; г — трубчатая). Если нет доступа к замыкающей головке (например, пустотелое крыло самолета), то применяют заклепки для односторонней клеп­ки. Например, на рис. 2.2, д замыкающая головка образуется при протягивании конической оправки через коническое отверстие за­клепки и на рис. 2.2, е — взрывом заряда L

Заклепочные соединения применяют для деталей, мате­риал которых плохо сваривает­ся, и в тех конструкциях, где важно растянуть во времени развитие процесса разрушения. Например, разрушение одной или нескольких из тысяч закле­пок крыла самолета еще не приводит к его разрушению, но уже может быть обнаружено и устранено при контроле и ре­монте. В сварных соединениях образование трещин сопровож­дается высокой концентрацией напряжений, что приводит к ускорению процесса разрушения.

По конструктивному при­знаку различают заклепочные Соединения внахлестку и встык, однорядные и многорядные, од - носрезные и многосрезные. На рис. 2.4: а — однорядный од - носрезный шов внахлестку; б — однорядный двухсрезный шов встык с двумя наклад­ками.

При расклепывании вследствие пластических деформаций образуется замыкающая головка, а стержень заклепки запол¬няет зазор в отверстии. Силы, вызванные упругими дефор¬мациями деталей и стержня заклепки, стягивают детали. Относительному сдвигу деталей оказывают сопротивление стержни заклепок и частично силы трения в стыке. Отверстия в деталях продавливают или сверлят. Сверление менее произ¬водительно, но обеспечивает повы¬шенную прочность (см. табл. 2.1). При продавливании листы деформируются, по краям отверстия появляются мел¬кие трещины, а на выходной стороне отверстия образуется острая кромка, которая может вызвать подрез стерж¬ня заклепки. Поэтому продавливание иногда сочетают с последующим рас¬сверливанием. Клепку (осаживание стержня) мо¬жно производить вручную или ма¬шинным (пневматическими молотка¬ми, прессами и т. п.) способом. Ма¬шинная клепка дает соединения повышенного качества, так как она обеспечивает однородность посадки заклепок и уве¬личивает силы сжатия деталей. Стальные заклепки малого диаметра (до 10 мм) и заклепки из цветных металлов ставят без нагрева — холодная клепка. Стальные заклепки диаметром больше 10 мм ставят горячим способом — горячая клепка. Нагрев заклепок перед постановкой облегчает процесс клепки и повышает качество соединения (достигаются лучшее заполнение отверстия и повышенный натяг в стыке деталей, связанный с тепловыми деформациями при остывании).

11. Расчет на прочность элементов заклепочного шва;

Условия нагружения заклепок подобны условиям нагружения болтов, поставленных без зазора (ср. рис. 2.4 и 1.21). Поэтому для заклепок остаются справедливыми расчетные формулы (1.21) и (1.22), которые определяют прочность по  напряжениям среза τ и смятия асм. При расчетах заклепочных соединений, нагруженных силой в плоскости стыка, допускают, что нагрузка распространяется равномерно между всеми заклеп¬ками шва, силы трения в стыке не учитывают. На основные размеры заклепочных соединений выработаны нормы, которые рекомендуют выбирать d, /, е и δί в зависимости от толщины листов δ или размеров прокатного профиля (см. справочники [1, 4]). При этом расчет приобретает проверочный характер.

Ниже рассмотрены некоторые особенности конструкции и расчета заклепочных соединений. В соединениях широких листов (рис. 2.4) за расчетную нагрузку принимают силу Fn действующую на фронте одного шага /. При этом значение Ft обычно определяют по напряжениям растяжения σ' в сечении листа а — а, не ослабленном отверстиями под заклепки. Напряжение σ' полагают известным из основных расчетов конструкции (расчет прочности стенок котла, резервуара и т. п.): Ft = &tb. Прочность листа в сечении b — b a = Ftl[(t-d) δΜσ]. Отношение σ7σ = (ί-έ/)// = φ    (2.1) называют коэффициентом прочности заклепочного шва.

12. Материалы заклепок и допускаемые напряжения;

Заклепки изготовляют из стали, меди, латуни, алюминия и дру­гих металлов. Материал заклепок должен обладать пластичностью и не принимать закалки. Высокая пластичность материала облегча­ет клепку и способствует равномерному распределению нагрузки по заклепкам. При выборе материала для заклепок необходимо стре­миться к тому, чтобы температурные коэффициенты линейного

В противном случае при колебаниях температуры в соединении появляются температурные напряжения. Особую опасность пред­ставляет сочетание разнородных материалов, которые способны образовывать гальванические пары. Гальванические токи быстро разрушают соединение. Такое явление наблюдается в химической промышленности и судостроении. Поэтому для скрепления алюми­ниевых деталей применяют алюминиевые заклепки, для медных — медные.

Допускаемые напряжения для заклепок (табл. 2.1) зависят в ос­новном от характера обработки отверстия (продавленные или свер­леные) и характера внешней нагрузки (постоянная переменная).

13. Конструкция и области применение сварных соединений;

Сварное соединение образуется путем сваривания материалов деталей в зоне стыка. Особенности:

• Не имеют соединяющих деталей;

• Выполняются за счёт местного нагрева и диффузии (перемешивания частиц) соединяемых деталей.

Создают, практически, одну целую, монолитную деталь. Весьма прочны, т.к. используют одну из самых могучих сил природы - силы межмолекулярного сцепления. Прочность соединения зависит от однородности и непрерывности материала сварного шва и окружающей его зоны.

В авиастроении сваривают главным образом детали из стали, алюминиевых, титановых и жаростойких сплавов.

Сварку применяют не только как способ соединения деталей, но и как технологический способ изготовления самих деталей. Сварные детали во многих случаях с успехом заменяют литые и кованые (рис. 3.2, где а — зубчатое колесо; б — кронштейн; в — корпус). Для изготовления сварных деталей не требуется моделей, форм или штампов. Это значительно снижает их стоимость при единичном и мелкосерийном производстве. Сварка таких изделий, как зубчатые колеса или коленчатые валы, позволяет изготовлять их более ответ-

Ственные части (зубчатый венец, шейка) из высокопрочных сталей, а менее ответственные (диск и ступица колеса, щека коленчатого вала) — из менее прочных и дешевых материалов. По сравнению с литыми деталями сварные допускают меньшую толщину стенок, что позволяет снизить массу деталей и сократить расход материала. Большое распространение получили штампосварные конструкции (рис. 3.2, в), заменяющие фасонное литье, клепаные и другие изде­лия. Применение сварных и штампосварных конструкций позволяет во многих случаях снизить расход материала или массу конструк­ции на 30...50%, уменьшить стоимость изделий в 1,5...2 раза.

14. Расчет на прочность сварных соединений;

Сварные стыковые соединения

Прочность стыкового сварного шва оценивается по величине нормальных напряжений:

Q - растягивающие силы, Н; M - изгибающий момент, Н·м; b – длина шва, мм; δ – толщина листа, мм; W – момент сопротивления сварного шва, мм³; [s]¢ – допускаемое напряжение материала сварного шва, Н/мм²

При толщинах до 15 мм при автоматических способах сварки - сварку выполняют без подготовки кромок, выше 15 мм. выполняют специальную подготовку кромок. При ручной сварке без подготовки кромок сваривают листы толщиной до 8мм (шов накладывают с одной стороны при толщине до 3мм, с двух сторон от 3 до 8мм.

Стыковое соединение может быть выполнено из листов, полос, труб, уголков, швеллеров и других фасованных деталей.

Сварное нахлесточное соединение

Выполняются фланговыми или лобовыми швами:

Лобовые швы рассчитывают только по касательным напряжениям (не зависит от угла приложения нагрузки):

[t]¢ – допускаемое напряжение среза материала сварного шва, Н/мм²

Фланговые швы характерны неравномерным распределением напряжений (рассчитывают по средним касательным напряжениям):

Комбинированные лобовые и фланговые швы рассчитывают на основе принципа распределения нагрузки пропорционально несущей способности отдельных швов

Сварное тавровое и угловое соединение

Тавровые и угловые швы соединяют элементы в перпендикулярных плоскостях.

Выполняются либо стыковым швом с разделкой кромок (а), либо угловым без разделки кромок (б).

для стыкового шва (а) по нормальным напряжениям:

для углового шва (б) по касательным напряжениям

Допускаемые напряжения для сварных швов при статической нагрузке задают в долях от допускаемого напряжения основного металл на растяжение путем понижения на величину коэффициента качества шва K_ш:

σ_T - предел текучести основного металла;

S - коэффициент запаса:

S = 1,35…1,6 - для низкоуглеродистой стали;

S = 1,5…1,7 - для легированной стали.

Значение коэффициента K_ш берется по справочным данным в пределах 0,5…1, в зависимости от способа сварки, материала электрода и характера нагружения:

15. Виды сварных швов и допускаемые напряжения;

Стыковые соединения. Стыковые соединения (рис. 56, а) являются самыми распространенными, так как дают наименьшие собственные напряжения и деформации при сварке, а также высокую прочность при статических и динамических нагрузках. Они применяются в конструкциях из листового металла и при стыковке уголков, швеллеров, двутавров и труб. Соединения встык требуют наименьшего расхода основного и наплавленного металла. При стыковых соединениях нужна тщательная подготовка листов под сварку и достаточно точная подгонка их друг к другу.

Листы толщиной 1—3 мм можно сваривать встык с отбортовкой, без зазора и без присадочного металла (рис. 56, б).

При ручной дуговой сварке стальных листов толщиной 3—8 мм кромки обрезают под прямым углом к поверхности, а листы располагают с зазором 0,5—2 мм.

Без скоса кромок можно сваривать встык листы до 6 мм при односторонней и до 8 мм при двусторонней сварке.

Листы толщиной от 3 до 26 мм при ручной дуговой сварке сваривают встык с односторонним скосом одной или двух кромок. Этот вид подготовки кромок называется V-образным. Листы толщиной 12—40 мм сваривают с двусторонним скосом кромок, называемым Х-образным при скосе обеих кромок и К-образным при скосе одной кромки.

Кромки притупляют с целью предотвратить протекание металла при сварке (прожог). Зазор между кромками оставляется для облегчения провара корня шва (нижних частей кромок). Большое значение для качества сварки имеет сохранение одинаковой ширины зазора по всей длине шва, т. е. соблюдение параллельности кромок.

Двусторонний скос (Х-образный) имеет преимущества перед односторонним (V-образным), так как при одной и той же толщине

Листов объем наплавленного металла будет почти в два раза меньше, чем при одностороннем скосе кромок. Соответственно уменьшится расход электродов и электроэнергии при сварке. Кроме того, при двустороннем скосе кромок возникают меньшие коробления и остаточные напряжения, чем при одностороннем. По

Листов объем наплавленного металла будет почти в два раза меньше, чем при одностороннем скосе кромок. Соответственно уменьшится расход электродов и электроэнергии при сварке. Кроме того, при двустороннем скосе кромок возникают меньшие коробления и остаточные напряжения, чем при одностороннем. Поэтому листы толщиной свыше 12 мм лучше сваривать с Х-образным скосом кромок. Однако это не всегда осуществимо из-за конструкции и размеров изделия.

При ручной дуговой сварке стали толщиной 20—60 мм применяют также криволинейный U-образный скос одной или двух кромок с целью уменьшения объема наплавленного металла, что увеличивает производительность сварки и дает экономию электродов. При сварке встык листов неодинаковой толщины более толстый лист скашивается в большей степени (рис. 56, в).

Соединения внахлестку. Соединения внахлестку (рис. 56, г) преимущественно применяются при дуговой сварке строительных конструкций из стали толщиной не более 10—12 мм. В отдельных случаях их используют и при сварке листов большей толщины (но не свыше 20—25 мм). Соединения внахлестку не требуют специальной обработки кромок, кроме обрезки. В таких соединениях рекомендуется по возможности сваривать листы с обеих сторон, так как при односторонней сварке в щель между листами может попасть влага и вызвать последующее ржавление металла в сварном соединении.

Сборка изделия и подготовка листов при сварке внахлестку упрощаются, однако расход основного и наплавленного металла больше, чем при сварке встык. Соединения внахлестку менее прочны при переменных и ударных нагрузках, чем стыковые. При роликовой и точечной контактной электросварке в основном применяют соединения внахлестку.

Угловые соединения. Такие соединения (рис. 56, д) применяют при сварке по кромкам, расположенным под прямым или иным углом друг к другу. Используются, например, при сварке резервуаров, емкостей, сосудов, фланцев трубопроводов и других изделий, работающих под небольшим давлением (ниже 0,7 кгс/см²), неответственного назначения. Иногда угловые соединения проваривают также и с внутренней стороны. Для металла толщиной 1— 3 мм можно применять угловые соединения с отбортовкой и сваркой без присадочного металла.

Тавровые соединения. Тавровые соединения (рис. 56, е) широко используются при дуговой сварке балок, колонн, стоек, каркасов ферм и других строительных конструкций. Выполняются без скоса и со скосом кромок одной или двух сторон. Вертикальный лист должен иметь достаточно ровно обрезанную кромку. При одностороннем и двустороннем скосе кромки между вертикальным и горизонтальным листами оставляется зазор для лучшего провара вертикального листа на всю толщину. Односторонний скос нужен в том случае, если конструкция изделия не позволяет произвести сварку таврового соединения с обеих сторон. В соединениях без скоса кромок возможен непровар в корне шва, поэтому такой шов может разрушиться при вибрационных и ударных нагрузках. В тавровых соединениях со скосом кромок обеспечивается необходимая прочность при любых видах нагрузок.

1.По положению в пространстве — нижние, горизонтальные, вертикальные и потолочные (рис. 57, а). Наиболее простым по выполнению является нижний шов, наиболее трудоемким — потолочный. Потолочные швы могут выполнять сварщики, специально освоившие этот вид сварки. Выполнять потолочные швы дуговой сваркой труднее, чем газовой. Сварка горизонтальных и вертикальных швов на вертикальной поверхности несколько сложнее, чем сварка нижних швов.

2. По отношению к действующим усилиям — фланковые, лобовые, комбинированные и косые (рис. 57, б).

3. По протяженности — непрерывные и прерывистые (рис. 57, в). Прерывистые швы применяют в тех случаях, когда соединения не должно быть плотным, а по расчету на прочность не требуется сплошного шва.

Длина отдельных участков прерывистого шва (l) составляет от 50 до 150 мм; расстояние между участками шва обычно в 1,5— 2,5 раза больше длины участка; величина t называется шагом шва. Прерывистые швы применяют довольно широко, так как они обеспечивают экономию наплавленного металла, времени и стоимости сварки.

4. По количеству наплавленного металла или степени выпуклости— нормальные, выпуклые и вогнутые (рис. 57, г). Выпуклость шва зависит от типа применяемых электродов: при сварке тонкопокрытыми электродами получают швы с большой выпуклостью. При сварке толстопокрытыми электродами, вследствие большей жидкотекучести расплавленного металла, обычно получаются нормальные швы.

5. По типу соединения - стыковые и угловые. Угловые швы применяются при выполнении соединений внахлестку, тавровых, угловых, с накладками, прорезных, торцовых. Сторона к углового шва (рис. 58) называется катетом.

При определении катета к в швах, изображенных на рис. 58, а, принимается меньший катет вписанного в сечение шва треугольника; в швах, показанных на рис. 58, б и в, принимается катет вписанного равнобедренного треугольника.

ГОСТ 5264-80 допускает выпуклость шва е: при нижнем положении сварки - до 2 мм, при ином положении сварки — до 3 мм. Приращение катета (m - к) при любом положении шва допускается до 3 мм.

Допустимая растягивающая (или сжи­мающая) сила

 

 

 

Если материал в околошовной зоне существенно ослаблен при сварке (вы­сокопрочные стали), то расчет швов заменяется расчетом соединения по се­чению в этой зоне.

Напряжения от изгибающего момента Μ в плоскости соединяемых элементов

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

где W_c — момент сопротивления расчетно­го сечения шва.

Напряжения от изгибающего момента в плоскости соединяемых элементов и рас­тягивающей (или сжимающей) силы F

 

 При снятых механической обработкой усилениях шва и его хорошем выполнении концентрации напряжений в стыковых швах практически не бывает. В швах с уси­лением наибольшая концентрация возни­кает на краях усиления. Коэффициент кон­центрации в швах с большим усилением достигает 1,6.

Нахлесточные соединения, как правило, выполняют угловыми швами.

Угловые швы по расположению относи­тельно нагрузки разделяют на: поперечные или лобовые, расположенные перпендику­лярно направлению силы (рис. 4.2, а); продольные или фланговые, расположен­ные параллельно направлению силы (рис. 4.2, б); косые, расположенные под углом к направлению силы (рис. 4.2, е); комби­нированные, представляющие собой соче­тание двух или всех трех перечисленных швов (рис. 4.2, г).

Лобовые швы во избежание возникнове­ния повышенных напряжений изгиба сле­дует накладывать с двух сторон, а пере­крытие соединяемых элементов должно быть не меньше 4s (рис. 4.3, а).

Максимальную длину лобовых и косых швов не ограничивают. Длину фланговых швов рекомендуют выбирать не более (50...60) k, где k — катет треугольника по* перечного сечения шва. Из-за неизбежны* по концам швов дефектов, влияющих на их прочность, длину угловых швов выбира­ют не менее 30 мм.

Проверочный расчет прочности шва на растяжение.

Условие прочности:

         ,                                                                                 (1)

где , — расчетное и допускаемое напряжения на растяжение для шва (табл.1); F — нагрузка, действующая на шов; δ — толщина детали (толщину шва принимают равной толщине детали); l_ш — длина шва.

Проектировочный расчет. Целью этого расчета является определение длины шва.

Исходя из основного условия прочности (1), длину стыкового шва при действии растягивающей силы определяют по формуле

         

16. Соединение пайкой. Виды соединений и расчет на прочность;

Паяные соединения

Паяные соединения — неразъемные соединения, образуемые силами молекулярного взаимодействия между соединяемыми деталями и присадочным материалом, называемым припоем. Припой-сплав (на основе олова, меди, серебра) или чистый металл, вводимый в расплавленном состоянии в зазор между соединяемые деталями. Температура плавления припоя ниже температуры плавления материалов деталей. По конструкции паяные соединения подобны сварным (рис. 16, а - в). преимущественное применение имеют соединения внахлестку. Стыковое соединение и соединение втавр применяют при малых нагрузках.

В отличие от сварки пайка позволяет соединят не только однородные, но и разнородные материалы: черные и цветные металлы, сплавы, керамику, стекло и др.

При пайке поверхности деталей очищают от окислов и обезжиривают с целью получения хорошей смачиваемости поверхности припоем качественного заполнения им зазоров. Нагрев припоя и деталей в зависимости от их размеров осуществляют паяльником, газовой горелкой, электронагревом, в термических печах и др. Для уменьшения вредного влияния окисления поверхности деталей при пайке применяют флюсы (на основе буры, канифоли, хлористого цинка), а также паяют в вакууме или в среде нейтральных газов (аргон). Расплавленный припой растекается по нагретым поверхностям стыка деталей и при охлаждении затвердевает, прочно соединении детали.

Размер зазора в стыке определяет прочность соединения. При малом зазоре лучше проявляется эффект капиллярного течения припоя, процесс растворения материалов деталей в расплавленном припое распространяется на всю толщину паяного шва (прочность образующегося раствора на 30…60% выше прочности припоя).

Размер зазора принимают 0,03…0,2 мм в зависимости припоя (легкоплавкий или тугоплавкий) и материала деталей.

Припой с температурой плавления до 400 °С называют легкоплавкими. Наиболее широкое применение имеют оловянные-свинцовые, оловянно-свинцовые сурьмянистые припои (ПОС90, ПОС61). Эти припои не следует применять для соединений, работающих при температуре свыше 100 °С или подверженных действию ударных нагрузок.

Припои с температурой плавления свыше 400 ⁰С называют тугоплавкими (серебряные или на медной основе). Припой на медной основе (ВПр1, ВПр2) отличаются повешенной хрупкостью, их применяют для соединения деталей, нагруженных статической нагрузкой. Серебряные припои (ПСр40, ПСр45) применяют для ответственных соединений. Они устойчивы против коррозии и пригодны для соединения деталей, воспринимающих ударную и вибрационную нагрузки.

Достоинством паяных соединении является возможность соединения разнородных материалов, стойкость против коррозии, возможность соединения тонкостенных деталей, герметичность, малая концентрация напряжений вследствие высокой пластичности припоя. Пайка позволяет получать соединения деталей в скрытых и труднодоступных местах конструкции.

Недостатком пайки по сравнению со сваркой является сравнительно невысокая прочность, необходимость малых и равномерно распределенных зазоров между соединяемыми деталями, что требует их точной механической обработки и качественной сборки, а также предварительной обработки поверхностей перед пайкой.

Применение паяных соединений в машиностроении расширяется в связи с внедрением пластмасс, керамики и высокопрочных сталей, которые плохо свариваются. Пайкой соединяют листы, стержни, трубы и др. Ее широко применяют в автомобилестроении (радиаторы и др.) и самолетостроении (обшивка с сотовым промежуточным заполнением). Пайка является одни из основных видов соединений в радиоэлектронике и приборостроении.

Расчет на прочность паяных соединений производят на сдвиг методами сопротивления материалов. Надо учитывать, что в нахлесточном соединении площадь расчетного сечения равна площади контакта деталей. Для нахлесточныхсоединений деталей из низкоуглеродистой стали, полученных оловянно-свинцовыми припоями (ПОС40), допускаемое напряжение на сдвиг []_с=60Н/мм².

17. Соединение склеиванием. Виды соединений и расчет на прочность;

В настоящее время все шире применяют неразъемные соединения металлов и неметаллических материалов, получаемые склеиванием. Это соединения деталей неметаллическим веществом посредством поверхностного схватывания и межмолекулярной связи в клеящем слое. Наиболь­шее применение получили клеевые соединения внахлестку (рис.17), реже — встык. Клеевые соединения позволили расширить диапазон применения в конструкциях машин сочетанийразличных неоднородных мате­риалов — стали, чугуна, алюминия, меди, латуни, стекла, пластмасс, рези­ны, кожи и т. д. 

 Применение универсальных клеев типа БФ, ВК, МПФ и других (в на­стоящее время употребляют более ста различных марок клеев) позволяет довести прочность клеевых соединений до 80% по отношению к прочно­сти склеиваемых материалов. Наибольшее применение в машиностроении клееные соединения, работающие на сдвиг. Оптимальная толщина слоя клея 0,05…0,15 мм.

На прочность клееных соединений влияют характер нагрузки, конструкция соединения, тип и толщина слоя клея (при увеличении толщины прочность падает), технология склеивания, и время (с течением времени прочность некоторых клеев уменьшается).

Достоинства и недостатки клеевых соединений.

Достоинства:

- простота получения неразъемного соединения и низкая стоимость работ по склеиванию;

- возможность получения неразъемного соединения разнородных ма­териалов любых толщин;

- отсутствие коробления получаемых деталей;

- герметичность и коррозионная стойкость соединения;

- возможность соединении очень тонких листовых деталей;

- значительно меньшая, чем при сварке, концентрация напряжений;

- высокое сопротивление усталости;

- малая масса.

Недостатки:

- сравнительно невысокая прочность;

- неудовлетворительная работа на неравномерный отрыв;

- уменьшение прочности соединения с течением времени  («старе­ние»); 

- низкая теплостойкость большинства марок клеев.

Область применения. Клеевые соединения широко применяют в самолетостроении, при изготовлении режущего инструмента, электро- и радиооборудования, в оптической и деревообрабатывающей промышлен­ности, строительстве, мостостроении. В настоящее время созданы некото­рые марки клеев на основе полимеров, удовлетворительно работающих при температуре до 1000°. Клеевыми соединениями создают новые конструкции (сотовые, слоистые), отдельные зубчатые колеса соединяют в общий блок, повышают прочность сопряжения зубчатых венцов со ступицами, ступиц с валами, закрепляют в корпусе неподвижное центральное зубчатое колесо планетарной передачи, наружное кольцо подшипника качения, стопорят резьбовые соединения, крепят пластинки режущего инструмента и др.

Расчет клеевых соединений на прочность. Соединения внахлестку. При действии растягивающей или сжимающей силы F (рис. 17) расчет производят на сдвиг (срез) по формуле

        ,                                                   (10)

где и— расчетное и допускаемое напряжения на сдвиг;= 10 ÷ 25 МПа для карбонильного клея,= 4,5 ÷ 7,0 МПа для клея группы БФ;F — нагрузка, действующая на соединение; — площадь сдвига (среза).

18. Конструкции и применение клеммовых соединений;

Клеммовые соединения применяют для закрепления деталей на валах и осях, цилиндрических колоннах, кронштейнах и т. д. Один из примеров клеммового соединения (закрепление рычага на валу) изображен на рис. 5.1.

По конструктивным признакам различают два основных типа клеммовых соединений: а) со ступицей, имеющей прорезь (рис. 5.1, А); б) с разъемной ступицей (рис. 5.1, б). Разъемная ступица несколь­ко увеличивает массу и стоимость соединения, но при этом стано­вится возможным устанавливать клемму в любой части вала неза­висимо от формы соседних участков и других расположенных на валу деталей.

При соединении деталей с помощью клемм используют силы трения, которые возникают от затяжки болтов.Эти силы трения позволяют нагружать соединение как моментом (T—FI), так и осе­вой силой Fa. Ранее отмечалось, что передача нагрузки только силами трения недостаточно надежна. Поэтому не рекомендуют применять клеммовые соединения для передачи больших нагрузок.

Достоинства клеммового соединения: простота монтажа и де­монтажа, самопредохранение от перегрузки, а также возможность перестановки и регулировки взаимного расположения деталей как в осевом, так и в окружном направлениях (регулировка положения рычагов и тяг в механизмах управления и т. п.).

19. Расчет на прочность клеммовых соединений;

Достоинства клеммовых соединений: простота монтажа и демонтажа; возможность перестановки и регулировки взаимно­го положения деталей (вала и клеммы) как в осевом, так и окруж­ном направлениях.

Недостатки: малая несущая способность; нестабильность коэффициента трения и рассеяние нагрузочной способности.

При расчетах клеммовых соединений обычно определяют силу затяжки винтов, обеспечивающую необходимую силу при­жатия клеммы к валу и передачу соединением заданной нагрузки, а затем определяют размер винтов в соответствии с методами расчета резьбовых соединений, см. гл. 2.

В приближенных расчетах как наиболее вероятный рассмат­ривают следующий расчетный случай. Принимают, что детали клеммы 7 и 2 (рис. 7.8) обладают малой изгибной жесткостью и при затяжке винтов клемма прижимается к валу всей внутренней поверхностью отверстия в клемме. Возникшее после затяжки винтов давление ρ считается равномерно распределенным по по­верхности контакта полуступиц 1 η 2 клеммы с валом (осью) 3. Равнодействующая давления на каждую полуступицу в таких предпосылках равна

где I — длина клеммы в осевом направлении; здесь пренебрегают отсутствием давления в месте разъема клеммы ввиду малости участка (на рис. 7.8 этот участок ограничен дугами окружностей с углом 2α ι).

Суммарная нормальная к поверхности контакта вала с клем­мой сила, которая определяет величину силы трения для каждой полуступицы клеммы, равна

Условие прочности сцепления клеммы с валом при действии вращающего момента Г выражают в виде

Из равновесия сил, действующих на одну из полуступиц, следует 2zF_im = F_N ; после подстановок и сокращений получают необходимую силу затяжки F_w одного клеммового винта при действии на соединение вращающего момента Т\

а при действии осевой силы F_a

 

где ζ — половина общего числа винтов, стягивающих полуступи­цы клеммы; / — коэффициент трения; d — диаметр вала соедине­ния; I — длина клеммы в направлении оси соединения.

При расчеге клеммовых винтов нужно учитывать, что они до­полнительно нагружаются от вращающего момента Т, который дей­ствует на клеммовое соединение.

20. Классификация и конструкция шпоночных соединений;

По форме основной поверхности различают цилиндрические и конические резьбы. Наиболее распространена цилиндрическая резьба. Коническую резьбу применяют для плотных соединений труб, масленок, пробок и т. п.

По форме профиля различают треугольные, прямоугольные, трапецеидальные, круглые и другие резьбы.

По направлению винтовой линии различают правую и левую резьбы. У правой резьбы винтовая линия идет слева направо и вверх, у левой — справа налево и вверх. Наиболее распространена правая резьба. Левую резьбу применяют только в специальных случаях.

Если витки резьбы расположены по двум или  нескольким  параллельным  винтовым линиям, то они образуют многозаходную резьбу. По числу заходов различают однозаходную, двухзаходную и т. д. резьбы. Наиболее распространена  однозаходная резьба. Все крепежные резьбы однозаходные. Многозаходные резьбы применяются преимущественно в винтовых механизмах. Число заходов больше трех применяют редко.

Это соединение ненапряженное и требует изготовления вала и отверстия в ступице с большой точностью. Во многих случаях посадка ступицы на вал производится с натягом. Момент передается с вала на ступицу боковыми узкими гранями шпонки. При этом на них возникают напряжения смятия σсм, а в продольном сечении шпонки — напряжения среза τ

Шпоночное соединение – один из видов соединений вала со втулкой, в котором использован дополнительный конструктивный элемент (шпонка), предназначенный для предотвращения их взаимного поворота. Чаще всего шпонка используется для передачи крутящего момента в соединении вала с зубчатым колесом или со шкивом, неподвижных по отношению друг к другу.

Однако возможны и другие соединения (подвижные), например, такие, в которых зубчатое колесо (блок зубчатых колес), полумуфта или другая деталь могут перемещаться в осевом направлении, а шпонка вместе с валом служит направляющей продольного перемещения и передает крутящий момент. Длинные направляющие шпонки обычно крепят к валу винтами.

Шпонки в подвижных соединениях могут быть закреплены на втулке и служат для передачи крутящего момента или для предотвращения поворота втулки в процессе ее перемещения вдоль неподвижного вала, как это сделано у кронштейна тяжелой стойки для измерительных головок типа микрокаторов. В этом случае направляющей является вал со шпоночным пазом.

В отличие от соединений «вал – втулка» с натягом, которые обеспечивают взаимную неподвижность деталей без дополнительных конструктивных элементов, шпоночные соединения являются разъемными. Они позволяют осуществлять разборку и повторную сборку конструкции с обеспечением того же эффекта, что и при первичной сборке. Поперечное сечение шпоночного соединения с призматической шпонкой представлено ниже.

21. Материал шпонок и допускаемые напряжения;

Стандартные шпонки изготовляют из чистотянутых стальных прутков — углеродистой или легированной стали с пределом прочности σв не ниже 50 кгс/мм2. Величина допускаемых напряжений зависит от режима работы, прочности материала вала и втулки, типа посадки втулки на вал.

Для неподвижных соединений допускают:

при переходных посадках [σсм]=800÷1500 кгс/см2 ≈80÷150 МПа;

при прессовых посадках [σсм]=1100÷2000 кгс/см2≈110÷200 МПа.

Меньшие значения для чугунных ступиц и при резких изменениях нагрузки.

В подвижных соединениях допускаемые напряжения значительно снижают в целях предупреждения задира и ограничения износа.

При этом принимают [σсм]≈200÷300 кгс/см2≈20÷30 МПа.

22. Основные критерии работоспособности и расчета шпоночных соединений;

Для простоты расчета допускают, что шпонка врезана в вал наполовину своей высоты, напряжения σсм распределяются равномерно по высоте и длине шпонки, а плечо равнодействующей этих напряжений равно d/2∗.

Рассматривая равновесие вала или ступицы при таких допущениях, получим условия прочности в виде:

У стандартных шпонок размеры b и h подобраны так, что нагрузку соединения ограничивают не напряжения среза, а напряжения смятия. Поэтому при расчетах обычно используют только формулу (1).

Критерии работоспособности шпоночных соединений

Основным критериями работоспособности ненапряжённых шпоночных соединений являются прочность шпонки на срез и прочность шпонки на смятие. Под действием вращающего момента в шпонке возникают нормальные напряжения смятия и касательные напряжения среза (рис.4.3.26). Расчётная формула на срез шпонки имеет вид

где Т – вращающий момент,  d –диаметр вала,  Аср – площадь среза шпонки. Расчётная формула шпоночного соединения на смятие имеет вид:

где ACM =(h-t1)lp - площадь смятия,  (h-t1) - высота площадки смятия, lp- расчётная длина шпонки. Размеры шпонок стандартизованы.

23. Зубчатые (шлицевые) соединения. Классификация и области применения;

Классификация шлицевых соединений 1) По характеру соединения: - неподвижные (рис.4.3.27.а); - подвижные (блок шестерен коробки передач). 2) По форме зубьев: - прямобочные (рис. 4.3.27.а),  - эвольвентные (рис .4.3.28.а),  - треугольные (рис. 4.3.28.б). 3) По способу центрирования детали относительно вала: - по наружному диаметру, по внутреннему диаметру, по боковым поверхностям зубьев.

Соединения с прямобочным и эвольвентным профилем зубьев применяют в подвижных и неподвижных соединениях для передачи больших вращающих моментов. Но эвольвентный профиль зуба имеет повышенную прочность благодаря утолщению зубьев к основанию. Соединения с треугольным профилем зубьев применяют в неподвижных соединениях. Они имеют большое число мелких зубьев. Их рекомендуют применять для тонкостенных ступиц, пустотелых валов и для передачи небольших вращающих моментов.

Крепежные резьбы применяют в резьбовых соединениях. Они имеют треугольный профиль, который характеризуется большим трением, предохраняющим резьбу от самоотвинчивания, высокой прочностью и технологичностью.

Крепежно-уплотняющие резьбы применяют в соединениях, где требуется герметичность. Эти резьбы также треугольного профиля, но без радиальных зазоров.

Резьбы для передачи движения применяются в винтовых механизмах и имеют трапецеидальный или прямоугольный профиль, который характеризуется меньшим трением.

24. Основные критерии работоспособности и расчета шлицевых соединений;

Критерии работоспособности и расчет шлицевых соединений Основным критерием работоспособности шлицевых соединений являются сопротивление рабочих поверхностей зубьев смятию и изнашиванию. Расчёт на смятие производится по условию:

где Т – вращающий момент,  dср = (D + d)/2 – средний диаметр шлицевого соединения, Асм – площадь смятия,  - допускаемое среднее давление из расчёта на смятие. Расчёт соединения на износ производится по формуле:

где - допускаемое напряжение из расчёта на износ = 0,032 НВ- для улученных зубьев, = 0,3 НRCэ – для закаленных зубьев.

Критерии: 1) смятие 2) износ 3) возможен срез зубьев Основными видами отказов шлицевых соединений являют­ся смятие и износ рабочих поверхностей. Износ является след­ствием работы сил трения при взаимных микроперемещениях контактирующих поверхностей в процессе работы. Особенно большой износ в шлицевых соединениях наблюдается при скудной загрязненной смазке, больших напряжениях смятия. Износостойкость соединения повышают с помощью увеличе­ния твердости контактирующих поверхностей закалкой, уменьшения зазоров между зубьями, а также применяя сма­зочный материал и хорошее уплотнение от загрязнения. Расчет шлицевых соединений ведется по двум критериям: 1) смятие (если только присутствует вращающий момент) 2) износостойкость (если еще изгибающий момент и радиальные силы). Упрощенный расчет на смятие:  где k_PH – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями из-за ошибок изготовления, h – рабочая высота зубьев, l – рабочая длина зубьев. Для прямобочного профиля:   где f – величина фаски.

25. Виды соединений с натягом. Выбор соединений по критериям работоспособности;

Соединения с натягом осуществляют подбором соответствующих посадок, в которых натяг создается необходимой разностью посадочных размеров насаживаемых одна на другую деталей. Взаимная неподвижность соединяемых деталей обеспечивается силами трения, возникающими на поверхности контакта деталей. Увеличению коэффициента трения способствуют микронеровности на сопряженных поверхностях. Соединения деталей с натягом широко применяют при больших динамических нагрузках и отсутствии необходимости в частой сборке и разборке. В последнее время посадки с натягом применяют в соединениях с валом зубчатых и червячных колес вместо шпоночных соединений. Из соединений деталей с натягом наибольшее распространение получили цилиндрические соединения, в которых одна деталь охватывает другую по цилиндрической поверхности. Характерными примерами деталей, соединенных посадками с натягом, являются: венцы зубчатых и червячных колес (рис.4.2.10.а), подшипники качения (рис. 4.2.10.б), роторы электродвигателей и т. д. Соединения деталей с натягом условно относят к неразъемным соединениям, однако цилиндрические соединения, особенно при закаленных поверхностях, допускают разборку (распрессовку) и новую сборку (запрессовку) деталей.

Классификация соединений с натягом

Цилиндрические соединения по способу сборки разделяются  1) на соединения, собираемые запрессовкой; 2) на соединения, собираемые с предварительным нагревом охватывающей или с охлаждением охватываемой детали. Прочность соединения деталей, собираемых с нагревом или охлаждением, выше прочности соединений запрессовкой (примерно в 2,5 раза). Для сталей допускаемая температура нагрева [t]=230…240°С, для бронз [t]= 150…200°С. В зависимости от требуемой температуры охватывающую деталь нагревают в воде (до 100°С), в масле (до 130°С), в электрической или газовой печи. Охватываемую деталь охлаждают сухим льдом (температура испарения — 80 °С) или жидким азотом (температура испарения — 200 °С).  3) на соединения, собираемые с предварительным нагревом охватывающей и с охлаждением охватываемой детали.

Критерием работоспособности соединений с натягом является контактная прочность. Контактные давления в направлении длины деталей изменяются по закону кривой (рис.4.2.11). Концентрация давлений у краев отверстия вызвана вытеснением сжатого материала от середины в обе стороны. У торцов они больше средних давлений в 2…3,5 раза. Расчет на прочность деталей соединения основан на предположении, что контактные давления распределяются равномерно по поверхности контакта. Опасным элементом соединения, как правило, является охватывающая деталь.

Взаимная неподвижность деталей соединения с натягом обеспечивается соблюдением условия: pm>[pv]max  где [pm]max=0,5 - максимальное контактное давление, допускаемое прочностью охватывающей детали, -предел текучести материала охватывающей детали. При нагружении соединения осевой силойF 

где рm — среднее контактное давление,  К = 2…4,5 — коэффициент запаса сцепления для предупреждения контактной коррозии (изнашивания посадочных поверхностей вследствие их микроскольжения при действии переменных нагрузок, особенно в период пуска и остановки),  d, l — диаметр и длина посадочной поверхности, f—коэффициент сцепления (трения). При нагружении соединения вращающим моментом Т (рис.4.2.11) center>При сборке соединения микронеровности посадочных поверхностей частично срезаются и сглаживаются 

26. Прочность соединения посадки с натягом;

На прочность соединения с натягом оказывают влияние много различных факторов, среди которых можно выделить следующие:

- размеры геометрических параметров деталей и соединения (диаметр, длина соединения, точность геометрической формы деталей и параметры шероховатости, величина натяга);

- физико-механические свойства материалов соединяемых деталей (модуль упругости, предел текучести, коэффициент Пуассона, релаксация напряжений, коэффициент линейного расширения материала детали);

- условия нагружения (величина передаваемых усилий, моментов, скорость вращения и масса вращающихся деталей);

- технология сборки соединения (условия запрессовки, усилие запрессовки, скорость запрессовки, форма фасок соединяемых деталей).

В результате упругой деформации на контактных поверхностях сопрягаемых деталей возникают напряжения, пропорциональные натягу. Передаваемое таким соединением усилие Рили крутящий момент Мкр стремится в процессе эксплуатации узла сместить или повернуть одну деталь относительно другой. Этому усилию или крутящему моменту противодействуют силы трения (сцепления), возникающие на контактных поверхностях и обеспечивающие относительную неподвижность деталей, т. е. М^< М^, где - момент трения, зависящий от натяга, размеров соединяемых деталей, шероховатости поверхностей и т. п.

27. Контактные напряжения и контактная прочность зубчатых передач;

Условие работоспособности конической передачи

Z_M - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес;

Z_H - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления;

Z_ε - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; q_H(F) - удельная нагрузка;

u – передаточное число конической передачи;

J_Н – коэффициент, учитывающий влияние на несущую способность передачи вида конических колес:

для прямозубых конических передач J_Н = 0,85;

для передач с круглыми зубьями J_Н зависит от твердости зубчатых колес и передаточного числа (J_Н > 1)

28. Критерии работоспособности и расчета зубчатых передач;

Условия работы зуба в зацеплении. При передаче вращающего момента (рис. 8.9) в зацеплении кроме нормальной силы Fn действует сила трения FTp=Fnf, связанная со скольжением. Под действием этих сил зуб находится в сложном напряженном состоянии (рис. 8.10). Решающее влияние на его работоспособность оказывают два основных напряжения: контактные напряжения сн и напряжения изгиба AF[17]. Для каждого зуба ан и оу не являются постоянно действующими. Они изменяются во времени по некоторому преры-

Вистому отнулевому циклу (см. рис. 8.9). Время действия о> за один оборот колеса (/]) равно продолжительности зацепления одного зуба (/2). Напряжения ан действуют еще меньшее время. Это время равно продолжительности пребывания в зацеплении данной точки поверхности зуба с учетом зоны распространения контактных напряжений.

Переменные напряжения являются причиной усталостного разрушения зубьев: поломка зубьев от напряжений изгиба и выкрашивание поверхности от контактных напряжений. С контактными напряжениями и трением в зацеплении связаны также износ, заедание и другие виды повреждения поверхностей зубьев.

Поломка зубьев (рис. 8.11). Поломка связана с напряжениями изгиба. На практике чаще наблюдается выламывание углов зубьев вследствие концентрации нагрузки. Различают два вида поломки зубьев:

Поломка от больших перегрузок ударного или даже статического действия (предупреждают защитой привода от перегрузок или учетом перегрузок при расчете);

Усталостная поломка, происходящая от действия переменных напряжений в течение сравнительно длительного срока службы (предупреждают определением размеров из расчета на усталость). Особое значение имеют меры по устранению концентраторов напряжений (рисок от обработки, раковин и трещин в отливках, микротрещин от термообработки и т. п.).

Общие меры предупреждения поломки зубьев — увеличение модуля, положительное смещение при нарезании зубьев, термообра-

Ботка, наклеп, уменьшение концентрации нагрузки по краям (жесткие валы, зубья со срезанными углами— см. рис. 8.13, ж, бочкообразные зубья — см. рис. 8.14, в и пр.).

Повреждение поверхности зубьев. Все виды повреждения поверхности зубьев (рис. 8.12) связаны с контактными напряжениями и трением.

Контактных напряжений (рис. 8.12, а) Является основным видом разрушения поверхности зубьев при хорошей смазке передачи (чаще всего это бывают закрытые, сравнительно быстроходные передачи, защищенные от пыли и грязи). Зубья таких передач разделены тонким слоем масла, устраняющим металлический контакт. При этом износ зубьев мал. Передача работает длительное время до появления усталости в поверхностных слоях зубьев. На поверхности появляются небольшие углубления, напоминающие оспинки, которые растут и превращаются в раковины. Выкрашивание начинается обычно вблизи полюсной линии на ножках зубьев там, где нагрузка передается одной парой зубьев, а силы трения при скольжении и перекатывании зубьев направлены так, что масло запрессовывается в трещины и способствует выкра­шиванию частиц металла (см. рис. 8.8). При выкрашивании нарушаются условия образования сплошной масляной пленки, появляется металлический контакт с последующим быстрым износом и зади- ром поверхности. Образование первых усталостных раковин не всегда служит признаком близкого полного разрушения зубьев. В передачах, зубья которых имеют невысокую твердость (<350 НВ), наблюдаются случаи так называемого ограниченного или начального выкрашивания. Начальное выкрашивание связано с приработкой зубьев недостаточно точно изготовленных передач. Оно появляется в местах концентрации нагрузки после непродолжительной работы и затем приостанавливается. При этом образовавшиеся раковины не развиваются и даже совершенно исчезают вследствие сглаживания. Прекращение дальнейшего выкрашивания в этом случае объясняется тем, что разрушение мест концентрации нагрузки выравнивает ее распределение по поверхности зуба. При высокой твердости зубьев (>350 НВ) явление ограниченного выкрашивания обычно не наблюдается. Образовавшиеся раковины быстро растут вследствие хрупкого разрушения их краев.

В передачах, работающих со значительным износом, выкрашивание не наблюдается, так как поверхностные слои изнашиваются раньше, чем появляются трещины усталости.

Основные меры предупреждения выкрашивания: определение размеров из расчета на усталость по контактным напряжениям; повы

шение твердости материала путем термообработки; повышение степени точности и в особенности по норме контакта зубьев.

Абразивный износ (рис. 8.12, б) является основной причиной выхода из строя передач при плохой смаз - ^ б) в)

Носятся прежде всего открытые передачи, а также закрытые, но недостаточно защищенные от загрязнения абразивными частицами (пыль, продукты износа и т. п.). Такие передачи можно встретить в сельскохозяйственных и транспортных машинах, горнорудном оборудовании, грузоподъемных машинах и т. п. У изношенной передачи увеличиваются зазоры в зацеплении, появляется шум, возрастают динамические нагрузки. В то же время прочность изношенного зуба понижается вследствие уменьшения площади его поперечного сечения. Все это может привести к поломке зубьев.

Расчет на износ затруднен тем, что интенсивность износа зависит от многих случайных факторов, в первую очередь от интенсивности загрязнения смазочного материала[18].

На практике при расчете передач, у которых наблюдается износ зубьев, понижают допускаемые контактные напряжения, величина которых устанавливается на основе опыта эксплуатации подобных конструкций.

Основные меры предупреждения износа — повышение твердости поверхности зубьев, защита от загрязнения, применение специальных масел.

Заедание (рис. 8.12, в) наблюдается преимущественно в высоко - нагруженных и высокоскоростных передачах. В месте соприкасания зубьев этих передач развивается высокая температура, способствующая разрыву масляной пленки и образованию металлического контакта. Здесь происходит как бы сваривание частиц металла с последующим отрывом их от менее прочной поверхности. Об­разовавшиеся наросты задирают рабочие поверхности зубьев в направлении скольжения. Кромочный удар (см. ниже) способствует заеданию.

Меры предупреждения заедания те же, что и против износа. Желательно фланкирование зубьев и интенсивное охлаждение.

Эффективно применение противозадирных масел с повышенной вязкостью и химически активными добавками. Правильным выбором сорта масла можно поднять допускаемую нагрузку по заеданию над допускаемыми нагрузками по другим критериям.

Пластические сдвиги наблюдаются у тяжелонагруженных тихоходных зубчатых колес, выполненных из мягкой стали. При перегрузках на мягкой поверхности зубьев появляются пластические деформации с последующим сдвигом в направлении скольжения (см. рис. 8.6). В результате у полюсной линии зубьев ведомого колеса образуется хребет, а у ведущего — соответствующая канавка. Образование хребта нарушает правильность зацепления и приводит к разрушению зубьев. Пластические сдвиги можно устранить повышением твердости рабочих поверхностей зубьев.

Отслаивание твердого поверхностного слоя зубьев, подвергнутых поверхностному упрочнению (азотирование, цементация, закалка ТВЧ и т. п.). Этот вид разрушения наблюдается при недостаточно высоком качестве термической обработки, когда внутренние напряжения не сняты отпуском или когда хрупкая корка зубьев не имеет под собой достаточно прочной сердцевины. Отслаиванию способствуют перегрузки.

Из всех перечисленных видов разрушения поверхности зубьев наиболее изучено выкрашивание. Это позволило выработать нормы допускаемых контактных напряжений, устраняющих выкрашивание в течение заданного срока службы. Расчеты по контактным напряжениям, предупреждающие выкрашивание, получили широкое распространение.

Специальные методы расчета для предупреждения других видов разрушения поверхности зубьев или еще не разработаны (при пластическом сдвиге, отслаивании), или недостаточно разработаны (при износе, заедании), а поэтому здесь не рассматриваются. Поскольку упомянутые нормы допускаемых контактных напряжений проверяют опытом эксплуатации передач, приближенно можно полагать, что эти нормы учитывают кроме выкрашивания и другие виды повреждения поверхности зубьев. При этом рекомендуют выполнять указанные выше меры предупреждения повреждений.

В современной методике расчета из двух напряжений сн и о> за основные в большинстве случаев приняты контактные напряжения, так как в пределах заданных габаритов колес сн остаются постоянными, а о> можно уменьшать путем увеличения модуля.

29. Расчетная нагрузка в зубчатой передаче;

При работе передачи возникают дополнительные нагрузки из-за ошибок изготовления деталей, их деформаций, погрешностей при сборке и условий эксплуатации. Расчетная нагрузка определяется умножением номинальной нагрузки на коэффициент нагрузки К > 1.

Коэффициенты нагрузки при расчете контактных напряжений обозначают Кн, при расчете напряжений изгиба — КF и определяют по зависимостям:

где КНА, КFА — коэффициенты, учитывающие внешнюю динамическую нагрузку. Значения этих коэффициентов выбирают в зависимости от характера работы механизма (равномерно или с периодическим изменением нагрузки).

КHβ, КFβ — коэффициенты концентрации нагрузки, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

КНυ, КFυ — коэффициенты, учитывающие внутреннюю динамическую нагрузку передачи;

КНα, КFα— коэффициенты, учитывающие характер распределения нагрузки между зубьями.

Концентрация нагрузки по длине контактных линий возникает из-за погрешностей расположения зубьев, упругих деформаций зубьев, валов и их опор. Вследствие перечисленных факторов сопряженные профили зубьев без нагрузки контактируют не по всей длине. При нагружении зубья деформируются и контактируют по всей длине. Однако нагрузка распределится по контактной линии неравномерно, так как перемещения сечений зуба неодинаковы. Аналогичная картина возникает при закрутке шестерни, когда она выполнена заодно с валом.

Коэффициент концентрации нагрузки определяется отношением wmax/wср. Он зависит от угла перекоса и от ширины колеса b (или отношения Ψbd = b/d1, а также от расположения колес относительно опор. Приближенно коэффициент концентрации при симметричном расположении шестерни относительно опор принимают 1,05, при расположении вблизи опоры — 1,1, при консольном расположении — 1,2... 1,4. В целях уменьшения концентрации нагрузки повышают точность изготовления колес, жесткость валов и опор (используют конические роликовые подшипники вместо шариковых), выполняют продольную модификацию зубьев.

При проектировочном расчете передачи коэффициенты концентрации нагрузки КHβ, КFβ определяют по графикам в зависимости от относительной ширины колеса Ψbd, твердости материала и расположения колес относительно опор (варианты 1...7, рис. 5.12, б). С увеличением относительной ширины колес (Ψbd) коэффициенты концентрации растут. Особенно это заметно для колес из материалов с высокой твердостью поверхности из-за их плохой прирабатываемости.

На величину внутренней динамической нагрузки оказывают влияние ошибки шага зубьев, деформации изгиба зубьев под нагрузкой, переменная изгибная жесткость зубьев и опор, окружная скорость. Погрешности по шагу зубьев и деформации зубьев при изгибе вызывают ударные нагрузки на входе зубьев в зацепление. Удары отсутствуют, если контакт зубьев происходит на линии зацепления NN. а их основные шаги на торце равны. Если шаг зубьев шестерни меньше шага зубьев колеса, то контакт. Для возможности контакта на линии зацепления шаги должны выровняться в результате мгновенного деформирования зубьев. При этом возникает удар. Сила удара зависит от величины погрешности по шагу, жесткости зубьев, окружной скорости и присоединенных к колесам инерционных масс. Поэтому для каждой степени точности передачи ограничивают окружную скорость. Аналогичная картина возникает на выходе зубьев из зацепления.

Переменная жесткость зубьев обусловлена тем, что в зоне двухпарного зацепления нагрузка распределяется между двумя парами зубьев, а в зоне однопарного зацепления вся нагрузка воспринимается одной парой зубьев. Переменная жесткость подшипников качения связана с тем, что из-за погрешностей изготовления изменяется количество тел качения, воспринимающих нагрузку. Для приближенных расчетов значения КНυ, КFυ даны в таблицах.

Для уменьшения динамических нагрузок необходимо: повышать точность изготовления колес (уменьшать погрешности шага); выполнять зубья фланкированными для снижения удара при входе зубьев в зацепление; увеличивать коэффициент перекрытия, что позволит распределить динамическую силу на несколько зубьев и уменьшить ее влияние. Это достигается применением специальных зацеплений с исходным контуром α < 20° и увеличенной высотой зубьев.

Распределение нагрузки между парами зубьев зависит от суммарной погрешности шагов зубьев шестерни и колеса, суммарной податливости пары зацепляющихся зубьев и их склонности к приработке. Для прямозубых передач КНα=КFα= 1, для косозубых и шевронных передач КНα=КFα= 1 + 0,06 (nст-5), где nст — число, соответствующее степени точности (nст = 6...9).

30. Силы в прямозубой цилиндрической передаче;

Под действием внешних моментов приложенных к зубчатому колесу между зубьями возникают сильные взаимодействия. При этом полное давление на зуб можно разделить на две взаимоперпендикулярные составляющие силы: силу F- называют окружной, она направлена по касательной к начальной окружности и составляющая, которая направлена перпендикулярно к оси вращения и называется распорной силой.

Для определения сил, действующих в зубчатом зацеплении, используется следующее правило: окружное усилие и полное давление на зуб шестерни направлено в сторону противоположную направлению скорости вращения шестерни. Направление окружности усилия и полного давления на зуб колеса всегда совпадают с направлением скорости вращения этого колеса.

Окружная силаF вызывает кручение и изгиб вала в горизонтальной плоскости. Распорная сила Fвызывает изгиб вала в вертикальной плоскости. Реакции опор

31. Расчет прямозубых цилиндрических передач на прочность;

§ 8.6. Расчет прямозубых цилиндрических передач на прочность

Расчет на прочность прямозубых и косозубых цилиндрических передач стандартизован ГОСТ 21354—87. В курсе «Детали машин» изучают основы такого расчета. При этом вводят некоторые упрощения, мало влияющие на результаты расчетов для большинства случаев практики.

Силы в зацеплении. На рис. 8.17 Fn — нормальная сила, направленная по линии зацепления как общей нормали к рабочим поверхностям зубьев. Силы, действующие в зацеплении, принято прикладывать в полюсе зацепления. При этом силу Fn переносят в полюс и раскладывают на окружную Ft и радиальную Fr. Такое разложение удобно при расчете валов и опор. По заданным Τ и d определяют

и через нее выражают все другие составляющие:

Расчет прочности зубьев по контактным напряжениям. Исследованиями установлено, что наименьшей контактной усталостью обладает околополюсная зона рабочей поверхности зубьев, где наблюдается однопарное зацепление (см. рис. 8.5). Поэтому расчет контактных напряжений принято выполнять при контакте в полюсе зацепления (рис. 8.18). Контакт зубьев можно рассматривать как контакт двух цилиндров с радиусами pt и р2. При этом контактные напряжения определяют по формуле (8.2), а именно:

Для прямозубых передач с учетом формул (8.4)...(8.6)

Радиусы кривизны эвольвент зубьев в точке контакта (рис. 8.18)

где u = dw2/dwi=z2/zl, знак « + » — для наружного, а « —» — для внутреннего зацепления.

Подставляя в формулу (8.7) и заменяя cosawsinaw = = (sin 2ow)/2, получаем

Параметр u = z2/zl по ГОСТ 16532—70 называют передаточным числом и определяют как отношение большего числа зубьев к меньшему независимо от того, как передается движение: от ζ ι к ζ2 или от ζ2 к Zj. Это передаточное число и отличается от передаточного отношения /, которое равно отношению угловых скоростей ведущего колеса к ведомому и которое может быть мейьше или больше единицы, положительным или отрицатель¬ным. Применение и вместо i связано только с принятой формой расчетных зависимостей для контактных напряжений [см. вывод формулы (8.9), где рпр выражено через (меньшее колесо), а не через d2 (большее колесо)]. Значение контактных напряжений, так же как и значение передаточного числа м, не зависит от того, какое колесо ведущее, а значение передаточного отношения / зависит.

32. Силы в косозубой и шевронной цилиндрических передачах;

В шевронной передаче осевые силы на полушевронах замыкаются на зубчатых колесах и на валы и опоры не передаются

33. Расчет косозубых и шевронных цилиндрических передач на прочность;

Расчет на контактную прочность

Вследствие наклона зубьев в зацеплении одновременно находится несколько пар зубьев, что уменьшает нагрузку на один зуб, повышая его прочность (снижая расчётные напряжения).

Аналогично расчету прямозубой передачи межосевое расстояние для косозубых колес определяют по формуле (2.3.17):

,

где Ка = 43 МПа – для косозубых колес.

Контактные напряжения в поверхностном слое зубьев

,

где - коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям;

- 1,04 – 1,13 коэффициент нагрузки, учитывающий распределение нагрузки между зубьями и зависит от окружной скорости;

- коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (по длине контактных линий); для косозубых передач выбирается с учетом расположения колеса на валу и термообработки;

- коэффициент нагрузки, учитывающий дополнительные динамические нагрузки

=1,02-1,06 при любой твердости, скорость до 10 м/с,

=1,1 при твердости поверхности не больше 350 НВ и скорости 10-20 м/с,

=1,05 при твердости более 350 НВ и скорости 10-20 м/с.

Косозубые передачи работают более плавно, чем прямозубые, поэтому коэффициент , меньше.

Условие контактной прочности косозубой передачи

,

Если условие не выполняется, то изменяют ширину венца колеса b2, не выходя за пределы рекомендуемых значений . Если это не даст желательного результата, то либо назначает другие материалы колёс или другую термообработку, и расчёт повторяют.

Расчет допускаемых напряжений ведется аналогично расчету прямозубых колес