Банк рефератов содержит более 364 тысяч рефератов, курсовых и дипломных работ, шпаргалок и докладов по различным дисциплинам: истории, психологии, экономике, менеджменту, философии, праву, экологии. А также изложения, сочинения по литературе, отчеты по практике, топики по английскому.
Полнотекстовый поиск
Всего работ:
364150
Теги названий
Разделы
Авиация и космонавтика (304)
Административное право (123)
Арбитражный процесс (23)
Архитектура (113)
Астрология (4)
Астрономия (4814)
Банковское дело (5227)
Безопасность жизнедеятельности (2616)
Биографии (3423)
Биология (4214)
Биология и химия (1518)
Биржевое дело (68)
Ботаника и сельское хоз-во (2836)
Бухгалтерский учет и аудит (8269)
Валютные отношения (50)
Ветеринария (50)
Военная кафедра (762)
ГДЗ (2)
География (5275)
Геодезия (30)
Геология (1222)
Геополитика (43)
Государство и право (20403)
Гражданское право и процесс (465)
Делопроизводство (19)
Деньги и кредит (108)
ЕГЭ (173)
Естествознание (96)
Журналистика (899)
ЗНО (54)
Зоология (34)
Издательское дело и полиграфия (476)
Инвестиции (106)
Иностранный язык (62792)
Информатика (3562)
Информатика, программирование (6444)
Исторические личности (2165)
История (21320)
История техники (766)
Кибернетика (64)
Коммуникации и связь (3145)
Компьютерные науки (60)
Косметология (17)
Краеведение и этнография (588)
Краткое содержание произведений (1000)
Криминалистика (106)
Криминология (48)
Криптология (3)
Кулинария (1167)
Культура и искусство (8485)
Культурология (537)
Литература : зарубежная (2044)
Литература и русский язык (11657)
Логика (532)
Логистика (21)
Маркетинг (7985)
Математика (3721)
Медицина, здоровье (10549)
Медицинские науки (88)
Международное публичное право (58)
Международное частное право (36)
Международные отношения (2257)
Менеджмент (12491)
Металлургия (91)
Москвоведение (797)
Музыка (1338)
Муниципальное право (24)
Налоги, налогообложение (214)
Наука и техника (1141)
Начертательная геометрия (3)
Оккультизм и уфология (8)
Остальные рефераты (21697)
Педагогика (7850)
Политология (3801)
Право (682)
Право, юриспруденция (2881)
Предпринимательство (475)
Прикладные науки (1)
Промышленность, производство (7100)
Психология (8694)
психология, педагогика (4121)
Радиоэлектроника (443)
Реклама (952)
Религия и мифология (2967)
Риторика (23)
Сексология (748)
Социология (4876)
Статистика (95)
Страхование (107)
Строительные науки (7)
Строительство (2004)
Схемотехника (15)
Таможенная система (663)
Теория государства и права (240)
Теория организации (39)
Теплотехника (25)
Технология (624)
Товароведение (16)
Транспорт (2652)
Трудовое право (136)
Туризм (90)
Уголовное право и процесс (406)
Управление (95)
Управленческие науки (24)
Физика (3463)
Физкультура и спорт (4482)
Философия (7216)
Финансовые науки (4592)
Финансы (5386)
Фотография (3)
Химия (2244)
Хозяйственное право (23)
Цифровые устройства (29)
Экологическое право (35)
Экология (4517)
Экономика (20645)
Экономико-математическое моделирование (666)
Экономическая география (119)
Экономическая теория (2573)
Этика (889)
Юриспруденция (288)
Языковедение (148)
Языкознание, филология (1140)

Реферат: Соединения деталей и узлов машин

Название: Соединения деталей и узлов машин
Раздел: Промышленность, производство
Тип: реферат Добавлен 14:56:25 27 ноября 2008 Похожие работы
Просмотров: 8580 Комментариев: 3 Оценило: 3 человек Средний балл: 4.7 Оценка: неизвестно     Скачать

РЕФЕРАТ

На тему: «Соединения деталей и узлов машин»

Проверил:

_________________ Иванов Л. П.

<<_____>>________________2008 г.

Выполнил: Кузнецов Н.П.

<<_____>>________________2008 г.

Оренбург 2008

Содержание

1 Общие сведения о соединениях........................................................ 3

2 Клеммовые соединения..................................................................... 3

3 Клеевые соединения.......................................................................... 4

4 Заклепочные соединения................................................................... 5

5 Конические соединения..................................................................... 10

6 Клиновые соединения....................................................................... 12

7 Профильные соединения................................................................... 14

8 Сварные соединения......................................................................... 15

9 Паяные соединения........................................................................... 19

10 Шлицевые соединения..................................................................... 21

11 Штифтовые соединения................................................................... 25

12 Шпоночные соединения.................................................................. 27

13 Резьба............................................................................................... 29

14 Соединения с натягом..................................................................... 34

Список использованной литературы.................................................. 43


1. Общие сведения о соединениях

Общей тенденцией развития соединений является приближение их к целым деталям и удовлетворение условию равнопрочности с соединенными элементами. Иначе мате­риал соединяемых элементов не будет пол­ностью использован.

Соединения по признаку возможности разборки делят на неразъемные, ко­торые нельзя разобрать без разрушения или повреждения (заклепочные, сварные), и разъемные, позволяющие повторные сборку и разборку (резьбовые, клиновые, шлицевые и др.).

Неразъемные соединения осуществля­ются силами молекулярно-механического сцепления (сварные, паяные, клеевые) или механическими средствами (клепаные, со­единения с натягом, вальцованные).

Соединения элементов сосудов и трубо­проводов, содержащих жидкости или газы, должны удовлетворять условиям плотно­сти (герметичности). Для этого контакти­рующие поверхности механических соеди­нений должны быть сжаты давлением, существенно превышающим давление среды.


2. Клеммовые соединения

Клеммовыми называют фрикционные соединения деталей с соосными цилиндрическими посадочными поверхностями, в которых требуемое радиальное давление (натяг) и фиксация за счет сил трения создаются путем деформации изгиба ох­ватывающей детали затянутыми болтами (в соответстивии с рисунком 1).

Рисунок 1 – Клеммовые соединения

Эти соединения применяют для пере­дачи вращающего момента и осевой силы между валами, осями и призма­тическими деталями (рычагами, щеками сборных коленчатых валов, частями уста­новочных колец и т. п.).

При проектировании соединения обычно требуется определить силу затяжки, обес­печивающую взаимную фиксацию деталей и передачу требуемого вращающего мо­мента, а также оценить прочность болта (болтов) и охватывающей детали (клем­мы).

В приближенном расчете можно принять, что контактные напряжения от затяжки равномерно распределены по по­верхности контакта (как в соединении с натягом). Тогда средние контактные на­пряжения q в связаны со сдвигающей нагрузкой Q соотношением

Если соединение имеет п болтов (в од­ном или двух рядах, см. рис. 5, б ), затянутых силой F о , то условие равновесия клеммы (рис. 5, в ) имеет вид пF о =qld.

Учитывая равенство и последнее соотношение, получим

Диаметр резьбы болта для обеспечения такой силы затяжки

где [σP ] – допускаемое напряжение для материалов болта.

Оценку прочности клеммы можно выполнить путем расчета методом конечных элементов или по теории колец.


3. Клеевые соединения

Клеевые соединения - это соединения неметаллическим веществом посредством поверхностного схватывания (адгезии) и внутренней межмолекулярной связи (ко­гезии) в клеящем слое.

Достоинствами этих соединений являют­ся: возможность соединения деталей из разнородных материалов, соединения тон­ких листов, пониженная концентрация на­пряжений и хорошее сопротивление уста­лости, возможность обеспечения герметич­ности, уменьшенная масса, возможность получения гладкой поверхности изделия.

Применяемые в машиностроении клеи подразделяют на термореактивные - эпо­ксидные, полиэфирные, фенолоформаль­дегидные, полиуретановые; термоплас­тичные на основе полиэтилена, поливенил­хлорида; эластомеры на основе каучуков. При нормальной температуре 18?20 °С предел прочности на сдвиг большинства клеев 10?20 МПа (предельные достигае­мые значения 30?50 МПа); при 200?250 °С снижается на 30?50 %.

Клеи на основе кремнийорганических соединений и неорганических полимеров (в частности, ВК2) обладают теплостой­костью до 700?1000 °С, но меньшей проч­ностью и повышенной хрупкостью.

Наряду с жидкими клеями применяют клеи в виде пленок, которые вкладывают между соединяемыми деталями, а потом нагревают и сжимают.

Основным недостатком клеевых соедине­ний является их слабая работа на неравно­мерный отрыв, что накладывает требова­ния на конструкцию соединений. Наиболее широко применяют соединения внахлестку, работающие на сдвиг. Стыковые соедине­ния для обеспечения прочности выполняют по косому срезу (на «ус») или предусмат­ривают накладки. При увеличении толщи­ны клеевого слоя прочность падает. Опти­мальная толщина слоя 0,05?0,15 мм.

Успешно применяют клей для повыше­ния прочности сопряжения зубчатых колес с валами и зубчатых венцов со ступицами. Клей начинают использо­вать при установке наружных колец под­шипников качения в корпус, для уплотне­ния и стопорения резьбовых соединений, для присоединения пластинок режущего инструмента.

Для особопрочных соединений, испы­тывающих произвольную нагрузку, вклю­чая неравномерный отрыв, и вибрацион­ную нагрузку, применяют комбинирован­ные соединения, клеесварные и клеезакле­почные, клеерезьбовые.

Комбинированные соединения обеспе­чивают равнопрочность с целыми листа­ми и широко применяются в ответствен­ных машинах (в частности, в тяжелых самолетах соединяемые поверхности по несколько сот квадратных метров).

Клеесварные соединения выполняют обычно в виде сочетания клеевых и то­чечных сварных швов. Толстые листы соединяют двухрядными швами с шахмат­ным расположением точек. Точечную сварку преимущественно производят по жидкому (эпоксидному) клею.

Клеезаклепочные соединения еще прочнее клеесварных. Их обычно выпол­няют по незатвержденному (фенольному БФ-1, БФ-2 и др.) клею, что исключает необходимость сдавливания соединяемых листов при склеивании.

Успешно применяют клееболтовые со­единения.

Рассеяние энергии в клеевых соедине­ниях на 20?30 % больше, чем в обычных фрикционных.

4. Заклепочные соединения

Заклепка (в соответстивии с рисунком 2) представляет со­бой стержень круглого сечения с головка­ми на концах, одну из которых, называе­мую закладной, выполняют на заготовке заранее, а вторую, называемую замыкаю­щей, формируют при клепке. Заклепки стягивают соединяемые детали, в результате чего часть или вся внешняя продольная нагруз­ка на соединения передается силами тре­ния на поверхности стыка.

Рисунок 2 – Заклёпка с полукруглыми головками и простейшее заклёпочное соединение

Заклепочные соединения разделяют на: 1) силовые (иначе называемые прочны­ми соединениями), используемые преиму­щественно в металлических конструкциях машин, в строительных сооружениях;

2) силовые плотные (иначе называемые плотнопрочными соединениями), исполь­зуемые в котлах и трубах, работающих под давлением.

Плотность также можно обеспечить с помощью клея.

Преимуществами заклепочных соедине­ний являются стабильность и контролируе­мость качества. Недостатки - повышен­ный расход металла и высокая стоимость, неудобные конструктивные формы в связи с необходимостью наложения одного листа на другой или применения специальных накладок. В настоящее время заклепочные соединения в большинстве областей вытес­нены сварными и этот процесс продол­жается.

Область практического применения за­клепочных соединений ограничивается сле­дующими случаями:

1) соединения, в которых нагрев при сварке недопустим из-за опасности отпуска термообработанных деталей или коробле­ния окончательно обработанных точных деталей;

2) соединения несвариваемых материа­лов;

3) соединения в самолетах, например в пассажирском самолете применяют до 2,5 миллионов заклепок;

4) соединения в автомобилестроении для рам грузовых машин. Заклепки изготовляют из прутков на вы­садочных автоматах.

Клепку стальными заклепками диамет­ром до 8?10 мм, а также заклепками из латуни, меди и легких сплавов всех диа­метров производят холодным способом, а остальных заклепок - горячим спосо­бом.

Материал заклепок должен быть доста­точно пластичным для обеспечения воз­можности формирования головок и одно­родным с материалом соединяемых дета­лей во избежание электрохимической коррозии. Стальные заклепки обычно изго­товляют из сталей Ст2, Ст3, 09Г2 и др.

Государственными стандартами пред­усмотрены следующие виды заклепок.

Заклепки со сплошным стерж­нем: с полукруглой головкой (ГОСТ 10299-80* и ГОСТ 14797-85, рисунок 3, а ), имеющие основное применение в силовых и плотных швах; с плоской головкой (ГОСТ 14801-85, в соответстивии с рисунком 3, б ), предна­значенные для работы в коррозионных средах; с потайной головкой (ГОСТ10300-80*, ГОСТ 14798-85, в соответстивии с рисунком 3, в ), применяемые при недопустимости высту­пающих частей, в частности в самоле­тах; с полупотайной головкой для соеди­нения тонких листов.

Заклепки полупустотелые (ГОСТ 12641-80*, ГОСТ 12643-80, г , д, е ) и пустотелые (ГОСТ 12638-80* - ГОСТ 12640-80*, в соответстивии с рисунком 3, ж, з, и ) применяют для соединения тонких листов и неметаллических деталей, не допускающих больших нагрузок.

Рисунок 3 – Стандартные стальные заклёпки

Для увеличения ресурса заклепочных соединений создают радиальный натяг, ре­сурс при этом увеличивается в 2?4 раза.

Для крепления лопаток некоторых паро­вых и газовых турбин применяют заклепки, устанавливаемые под развертку и рабо­тающие в основном на сдвиг.

Наиболее отработаны конструкции, ти­паж и технология заклепочных соединений в авиационной промышленности.

Кроме традиционных заклепок приме­няют:

1) заклепки из стержней с одно­временным расклепыванием обеих головок и образованием гаран­тированного натяга по цилиндрической по­верхности;

2) заклепки с потайной головкой и компенсатором - местной выпук­лостью на головке, деформируемой приклепке и уплотняющей контакт головки;

3) заклепки для швов с односто­ронним подходом и с сердечни­ком, который при осевом пере­мещении распирает заклепку, образуя замыкающую головку, а потом обрывается и фрезеруется для обеспечения гладкой поверхности;

Рисунок 4 – Стержневые заклёпки для односторонней клёпки

4) взрывная заклепка того же на­значения, у которой замыкающая головка образуется в результате взрыва вещества, заложенного в отверстие заклепки; взрыв вызывается нагревом закладной головки и стержня;

5) болт-заклепка в виде стержня, устанавливаемого с натягом, и высокой шайбы; при установке болта гайку обжимают на стержне, имеющем в этом месте кольцевые канавки; потом хвос­товую часть стержня обрывают;

6) заклепка с большим сопро­тивлением сдвигу в виде твердой пустотелой заклепки с потайной головкой, притягиваемой винтом.

Заклепочные соединения по конструкции разделяют на соединения внахлестку (в соответстивии с рисунком 5, а), соединения с одной накладкой (в соответстивии с рисунком 5, б) и соединения с двумя наклад­ками (в соответстивии с рисунком 5, в).

Рисунок 5 – Основные типы заклёпочных соединений

Заклепочные соединения применяют так­же для деталей машин общего назначения, например для крепления венцов зубчатых колес к ступицам, лопаток в турбинах, противовесов коленчатых валов, тормоз­ных лент и обкладок, для соединения дета­лей рам и колес автомобилей и т. д.

При конструировании рекомендуется придерживаться следующих правил:

1) в элементах, работающих на растя­жение или сжатие для уменьшения их из­гиба, заклепки следует располагать воз­можно ближе к оси, проходящей через центр массы сечений, или симметрично от­носительно этой оси;

2) в каждом соединении для устранения возможности относительного поворота со­единяемых деталей желательно использо­вать не менее двух заклепок;

3) заклепки по возможности следует размещать таким образом, чтобы соеди­няемые элементы ослаблялись меньше и их материал использовался более полно, т. е. следует предпочитать шахматное располо­жение рядному.

Расчет заклепочных соединений. В со­ответствии с обычными условиями работы заклепочных соединений основными на­грузками для них являются продольные силы, стремящиеся сдвинуть соединяемые детали одну относительно другой. В плотном и точном соединениях необхо­димо, чтобы вся внешняя нагрузка во из­бежание местных сдвигов воспринималась силами трения.

Расчет заклепок в соединении, находя­щемся под действием продольной нагруз­ки, сводится по форме к расчету их на срез. Трение в стыке учитывают при выборе допускаемых напряжений среза. При цен­тральном действии нагрузки предполага­ется равномерное распределение сил между заклепками.

В заклепочном соединении допустимая нагрузка, отнесенная к одной заклепке,

где d - диаметр стержня заклепки; [τ]ср - условное допускаемое напряжение за­клепки на срез; i - число срезов.

При центрально действующей нагрузке F необходимое число заклепок z=F /F1 .

Заклепки на смятие в односрезном или двухсрезном силовом соединении проверяют по формуле

где s - толщина стенки соединяемых де­талей.

Проверка на смятие плотных соединений не нужна, так как в них вся продольная нагрузка воспринимается силами трения в стыке.

Соединяемые элементы проверяют на прочность в сечениях, ослабленных заклеп­ками:

Допускаемое напряжение для соедине­ний стальных деталей заклепками из ста­лей Ст2 и Ст3 при расчете по основным нагрузкам: на срез заклепок [τ]ср =140 МПа и на смятие [σ]см =280?320 МПа, на растяжение соединяемых элементов из стали Ст3 [σ]р =160 МПа.

При холодной клепке допускаемые на­пряжения в заклепках снижают на 30 %.

Для элементов соединений с пробитыми и нерассверленными отверстиями допус­каемые напряжения снижают на 30 %.

Если соединение работает при редких знакопеременных нагрузках, допускаемые напряжения понижают умножением на коэффициент

где F min и F max - наименьшая и наиболь­шая по абсолютной величине силы, взятые со своими знаками. Для соединения эле­ментов из низкоуглеродистых сталей а= 1, b =0,3, а для соединений из среднеуглеро­дистых сталей а = 1,2, b = 0,8.

Потребная площадь элементов, рабо­тающих на растяжение под действием силы F ,

где φ=(P-d)/P коэффициент прочности шва, величина которого обычно колеблется в пределах от 0,6 до 0,85; Р - шаг распо­ложения заклепок.

При проектном расчете значением φ за­даются, а потом производят проверочный расчет.

В групповых заклепочных соединениях, подверженных сложному напряженному состоянию, силы на одну заклепку опре­деляются, как в резьбовых соединениях.

5. Конические соединения

Конические соединения представляют собой разновидность фрик­ционных соединений, используемых для пе­редачи вращающего момента между дета­лями с соосными посадочными поверхностями. Обычно такие соединения применяют для закрепления деталей на кон­цах валов.

Натяг и контактные напряжения в конических соединениях (в отличие от цилин­дрических соединений) создаются затяж­кой.

Уравнение равновесия при равномерном распределении по длине контактных напря­жений q и касательных напряжений τf от трения (сцепления) имеет вид

где r1 и r2 - соответственно минималь­ный и максимальный радиусы конического участка вала в сопряжении.

Если учесть, что dz=dr·ctgα. то после интегрирования и несложных преобразо­ваний получим

где F 0 - сила затяжки соединения; dm и l - средний диаметр и длина соединения; α - угол наклона образующей конуса к оси вала; f - коэффициент трения пары вал - ступица.

Из соотношения видно, что с увеличением угла α (конусности) необ­ходимо увеличивать затяжку соединения для сохранения уровня контактных на­пряжений.

Обычно из технологических соображе­ний применяют небольшую конусность. По ГОСТ 21081-75 конусность

что соответствует α≈2°52' (d1 и d2 - минимальный и максимальный диаметры вала в соединении). При большей конусности на несущую способность соединений существенное влияние оказывают погрешности углов конуса вала и ступицы (втулки), т. е. в конических соединениях отношение f /tgα<1. При малом угле α можно при­нять, что диаметр вала dd m .

Вращающий момент, передаваемый сое­динением.

Откуда требуемая минимальная сила затяжки соединения

где k =1,3?1,5 - коэффициент запаса сцепления;. f пр - приведенный коэффициент трения,

Из формулы следует, что на пере­даваемый вращающий момент влияют сила предварительной затяжки, средний диаметр и состояние поверхностей кон­такта.

Максимальная сила затяжки устанав­ливается из условий прочности (подобно максимальному расчетному натягу). Так как конусность невелика, то максималь­ная сила затяжки (tgα =0,5K= 0,05)

где D – наружный диаметр ступицы (втулки).

Затяжку соединений контролируют ди­намометрическим ключом или по осе­вому перемещению ступицы.

В процессе работы возможно ослабле­ние затяжки из-за обмятия поверхностей контакта (особенно в соединении со шпон­кой).

Для фиксации осевого положения иног­да используют бурты на валах.

6. Клиновые соединения

Клиновым называют разъемное соединение, затягиваемое или регулируемое с помощью клина. Типичным примером клинового соеди­нения является соединение стержня со втулкой. Со­единение обычно затягивают, забивая клин или перемещая его посредством винта.

Рисунок 6 – Клиновые соединения стержня со втулкой

Достоинства клинового соединения: 1) бы­строта сборки и разборки; 2) возмжность создания больших сил затяжки и возможность восприятия больших нагрузок; 3) относитель­ная простота конструкции.

По назначению клиновые соединения раз­деляют на: 1) силовые, предназначенные для прочного скрепления деталей; 2) установочные, предназначенные для установки и регулирова­ния требуемого взаимного положения деталей.

Силовые соединения применяют для постоян­ного скрепления при редких разборках в маши­нах и при частой сборке и разборке в приспособ­лениях для обработки деталей на станках и в сборных литейных моделях.

Большинство силовых клиновых соединений выполняют с предварительным натягом: клином создается внутренняя сила, действующая и при отсутствии внешней нагрузки. Установочные клиновые соединения обычно выполняют без предварительного натяга с силовым замыкани­ем, преимущественно нагрузкой от сил тяжести.

В клиновых соединениях применяют почти исключительно односкосные клинья. Рабочие по­верхности клиньев выполняют цилиндрически­ми или плоскими с фасками. В крепежных клиновых соединениях уклоны выбирают из условия самоторможения равными 1:100, 1:50, в часто затягиваемых и установоч­ных клиньях - 1:20, 1: 10, 1:4.

Рисунок 7 – Расчётные схемы клинового соединения

Примерные соотношения размеров клиньев в соединении стержня диаметром d со втулкой:

толщина клина (из условия равнопрочности стержня на растяжение и на смятие клином) b= (0,25?0,3)d ; высота сечения клина h≥ 2,5b .

При забивании и выбивании клина (в соответстивии с рисунком 7), а суммарные силы на рабочих гранях кли­на наклонены к нормалям на угол трения φ в сто­рону, обратную перемещению клина. Обозначим силу забивания клина через F, а силу, развиваемую на стержне,- через Q . В устано­вочных клиновых соединениях она равна полез­ной внешней нагрузке Q =Q вн . В соединениях с предварительным натягом по условию, что после приложения внешней нагрузки в соедине­нии сохраняется натяг, расчетная сила в стер­жне Q =(1,25?1,5)Q вн . Согласно условию равновесия клина в направлении его оси мож­но записать F=Q [tg(α+φ)+tgφ].

Сила выбивания клина

Самоторможение определяется условием, что сила F 1 больше или равна нулю. Полагая в пре­дыдущем уравнении F 1 ≥0, получаем

, отсюда α≤2φ.

Таким образом, угол односкосного клина или сумма углов сторон (угол заострения) дву­скосного клина должны быть меньше двойного угла трения на рабочих гранях.

Расчетный коэффициент трения обычно принимают равным 0,1; тогда φ≈5°45'. Однако при пластичном смазочном материале и чистых поверхностях коэффициент трения может сни­жаться до 0,04. Наоборот, при сухих обезжи­ренных поверхностях коэффициент трения возрастает до 0,2?0,3 и более. В крепежных клиновых соединениях обеспечивается значи­тельный запас самоторможения. При уклонах, меньших 1:25, и постоянной нагрузке нет не­обходимости в специальных стопорных уст­ройствах, предохраняющих соединения от самопроизвольного ослабления. В остальных случаях клинья специально закрепляют.

При расчёте клина предпологают, что давление по поверхности контакта распределяется равномерно (рисунок 7, б). В действительности распределение давления особенно при больших нагрузках более благоприятно для прочности клина на изгиб (рисунок 7, в).

Дополнительно проверяют поверхность кон­такта клина и втулки на смятие, хвостовую часть стержня на срез, а также прочность втул­ки как толстостенной трубы, подверженной внутреннему давлению.


7. Профильные соединения

Профильными назы­вают соединения, в которых ступица (втул­ка) насаживается на фасонную поверх­ность вала и таким образом обеспечи­вается жесткое фиксирование деталей в ок­ружном направлении и передача враще­ния. В качестве примера показано соединение на квадрате со скруг­ленными углами (для снижения концент­рации напряжений); применяются также соединения эллиптического и треугольного сечений.

Рисунок 8 – Профильное соединение

По сравнению со шпоночными и шлице­выми эти соединения имеют небольшую концентрацию напряжений и более высо­кую точность центрирования. Однако сложность изготовления профильной по­верхности ограничивает области примене­ния соединений.

Расчет соединений. Профильные соеди­нения рассчитывают на смятие. Условие прочности по допускаемым напряжениям для соединения имеет обычный вид:

где l - длина соединения, обычно l=(1?2)d ; b - ширина прямолинейной части грани; [σсм ]­ допускаемое напряжение смятия, для термообработанных поверхностей [σсм ]=100?140 МПа.


8. Сварные соединения

Сварные соединения - это не­разъемные соединения, основанные на ис­пользовании сил молекулярного сцепления и получаемые путем местного нагрева де­талей до расплавленного состояния (свар­ка плавлением электродуговая, электро­шлаковая и др.) или до тестообразного со­стояния, но с применением механической силы (контактная сварка).

Дуговая сварка металлическим электродом осуществляется электрической дугой между электродом и изделием. Выделяе­мое тепло оплавляет соединяемые детали и расплавляет электрод (или присадочный материал), который дает дополнительный металл для формирования шва. Дуговая электрическая сварка является крупным русским изобретением (Н. И. Бенардос, 1882 г., и Н. Г. Славянов, 1888 г.).

Основным способом механизированной дуговой сварки, обеспечивающим ысокое качество шва, производительность и экономичность процесса, является автоматическая сварка под слоем флюса. Особенно эффективно применение автоматической сварки в серийном производстве и для конструкций с длинными швами. Для конструкций с коротки­ми разбросанными швами применяют полу­автоматическую шланговую свар­ку , а при малом объеме сварочных работ­ ручную дуговую сварку .

Для сварки металлических деталей малой толщины, деталей из высоколегированных ста­лей, цветных металлов и сплавов получили рас­пространение дуговая сварка в среде защитных газов, сварка в углекислом газе и аргонодуговая сварка.

Электрошлаковая сварка так же, как и дуговая, представляет собой сварку плав­лением; при прохождении тока через шлаковую ванну от электрода к изделию выделяется теп­лота, расплавляющая основной и присадочный материалы. Электрошлаковая сварка предназ­начена для соединения деталей толщиной от30 мм до 1?2 м. Электрошлаковая сварка поз­воляет заменять сложные тяжелые цельноли­тые и цельнокованые конструкции сварными из поковок, отливок или листов, позволяет фор­мировать переходные поверхности (галтели), что значительно облегчает и удешевляет произ­водство. Электрошлаковую сварку применяют, в частности, для чугунных отливок.

Контактная сварка основана на разогреве стыка теплотой, выделяющейся при пропускании через него электрического тока, и сдавливании деталей. Контактную сварку при­меняют преимущественно в серийном и массо­вом производствах.

При сварке трением используется теп­лота, выделяемая в процессе относительного движения свариваемых деталей, преимущест­венно тел вращения.

Применяют также специальные виды сварки :

1) диффузионную, позволяющую соединять разнородные материалы и обеспечивающую ми­нимальное изменение свойств соединения по сравнению со свойствами основных материалов;

2) электронно-лучевую (весьма экономически выгодную) и лазерную, обеспечивающие узкую зону проплавления, малые деформации и поз­воляющие сварку закаленных деталей;

3) радиочастотную, преимущественно приме­няемую для тонких труб и весьма производи­тельную;

4) ультразвуковую в приборостроении для де­талей малой толщины из однородных и разно­родных металлов;

5) сварку взрывом, преимущественно для по­крытий.

Существенные перспективы, в частности для повышения

производительности сварки и резки, дает применение плазменного процесса.

Весьма эффективны наплавки , повышаю­щие износостойкость в 3?10 раз. Возможна наплавка слоя практически любого металла или сплава на заготовку из обычной конструкцион­ной стали.

Широко применяют восстановительные на­плавки, но еще недостаточно применяют наплав­ки, выполняемые в процессе изготовления, хотя они наиболее выгодны. Успешно наплавляют клапаны автомобильных двигателей и дизелей, лемехи, бандажи железнодорожных колес, про­катные валки.

Разработана сварка пластмасс газовыми теплоносителями, нагревательными элементами ТВЧ., ультразвуком, трением, с помощью хими­ческих реакций.

Сварные соединения по взаимному рас­положению соединяемых элементов можно разделить на следующие группы:

1) Соединения стыковые. Соединяемые элементы являются продолжением один другого, сварку производят по торцам.

2) Соединения нахлесточные. Боковые поверхности соединяемых элементов час­тично перекрывают одна другую.

3) Соединения тавровые. Соединяемые элементы перпендикулярны или реже на­клонны один к другому. Один элемент торцом приваривается к боковой поверх­ности другого.

4) Соединения угловые. Соединяемые элементы перпендикулярны или наклонны один к другому и привариваются по кром­кам.

Применение стыковых соединений, как наиболее близких к целым деталям, рас­ширяется, а применение нахлесточных­ сокращается.

Применение сварных конструкций обес­печивает существенную экономию металла по сравнению с клепаными и литыми. Экономия металла по сравнению с клепаными конструкциями получается в основном ввиду:

а) полного использования рабочих сече­ний соединяемых элементов без ослабле­ния их отверстиями для заклепок;

б) возможности непосредственного со­единения элементов без вспомогательных деталей (накладок).

Общая экономия металла составляет в среднем 15?20 %.

Экономия металла по сравнению с ли­тыми конструкциями достигается благо­даря:

а) более высоким механическим свойст­вам материалов и меньшим остаточным напряжениям;

б) более тонким стенкам;

в) меньшим припускам на механиче­скую обработку.

Сварные стальные конструкции легче чу­гунных литых на величины до 50%, а стальных литых - до 30 %.

Для сварки характерны высокие эконо­мические показатели: малая трудоемкость процесса, относительно низкая стоимость оборудования, возможность автоматиза­ции и т. д. Относительно низкая стоимость сварочного оборудования определяется тем, что оно не связано с использованием больших сил (как кузнечно-прессовое обо­рудование) и с необходимостью плавления большого количества металла (как литей­ное производство).

Недостатком сварки является неста­бильность качества шва, зависящая от квалификации сварщика. Этот недостаток в значительной степени устраняется приме­нением автоматической сварки.

Сварка является основным видом полу­чения соединений металлических строи­тельных конструкций. Наиболее прогрес­сивно изготовление металлических конст­рукций на заводах сваркой, а их соедине­ние на строительных объектах высоко­прочными болтами.

Сварка позволяет удешевлять и совер­шенствовать конструкции деталей, полу­ченных разными заготовительными опера­циями, поковок, проката, отливок и дета­лей из разных материалов.

Широкое применение находят сварные конструкции из гнутых или штампованных элементов. Эти конструкции допускают ра­циональные формы при малой трудоем­кости.

Общим исходным условием проектиро­вания сварных соединений является ус­ловие равно прочности шва и соединяемых элементов.

Расчет сварных конструкций. Прочность сварных соедине­ний при переменной нагрузке.

Сварные соединения, равнопрочные при статических нагрузках соединяемым эле­ментам, при переменных нагрузках оказы­ваются относительно слабее.

Это объясняется: 1) концентрацией напряжений (связанной с геометрией стыка, сварочными дефектами, а для фланго­вых и косых угловых швов – совместной работой с соединяемыми элементами); 2) остаточными напряжениями; в) литей­ной структурой шва, изменением струк­туры металла около шва и выгоранием легирующих компонентов.

Наибольшим сопротивлением перемен­ным нагрузкам обладают стыковые соеди­нения, особенно при снятых механической обработкой утолщениях.

Прочность сварных соединений при действии переменных нагрузок сильно за­висит от качества швов. Например, при наличии в стыковых швах даже незна­чительного непровара прочность снижает­ся на 50 %. Такое же снижение получается от сварки электродами с тонкими покры­тиями.

Большое значение имеет конструкция швов. Например, прочность при перемен­ных нагрузках тавровых соединений со скосами кромок в связи с меньшей кон­центрацией напряжений в 1,5 раза выше, чем без разделки кромок. От постановки накладок для усиления стыковых соедине­ний прочность при переменных нагрузках, как правило, не только не увеличивается, но, наоборот, уменьшается в связи с появ­лением источников резкой концентрации напряжений.

Следует избегать совмещения сварных швов с местами концентрации напряжений от формы. Следует обеспечивать равно­мерную толщину швов, в частности исклю­чать большие скопления наплавленного металла в местах пересечения швов. Следует так располагать швы, чтобы было удобно их сваривать и контроли­ровать.

Кардинальным средством повышения прочности сварных соединений при пере­менных нагрузках является наклеп дробью и чеканка.

В опытах на сварных лабораторных образцах дробеструйной обработкой уда­валось повысить прочность более чем в 1,5 раза и даже довести прочность до прочности целых образцов; прочность соединений электрошлаковой сваркой уда­валось повысить в 2 раза.

Выбор допускаемых напряже­ний. Допускаемые напряжения в сварных швах при статической нагрузке задаются в долях от допускаемого напряжения ос­новного металла соединяемых элементов на растяжение в зависимости от способа сварки.

Допускаемые напряжения основного ме­талла в металлических строительных и крановых конструкциях (в соответствии со «Строительными нормами и правилами» ) определяют по зависимости

где R - расчетное сопротивление разру­шению (R =0,9σТ для низкоуглеродистой и R =0,85σТ для низколегированной ста­ли); m - коэффициент условий работы, в большинстве случаев равный 0,9; при повышенной податливости элементов и в некоторых других случаях т =0,8; k H ­ - коэффициент надежности, обычно k H =1?1,2, для подкрановых балок при тяжелом режиме k H =1,3?1,5.

Обычно = σТ /(1,35?1,6) для углеродистых и = σТ /(1,5?1,7) для легированных сталей.

В строительных конструкциях при пе­ременных нагрузках расчетные сопротив­ления или допускаемое напряжение умно­жают на коэффициент γ=с/(а-br) , если наибольшее напряжение растягивающее, или на коэффициент γ=с/(а-br) , если наибольшее напряжение сжимающее, где r=σminmax характеристика цикла, а, b, с - коэффициенты.

Расчет на сопротивление усталости машиностроительных свар­ных конструкций можно прово­дить по основному металлу вблизи шва, если обеспечена статическая равнопроч­ность со швами.

Расчет на надежность сварных соединений. На основании отечественных и зарубежных исследований, содержащих диапазон рас­сеяния предела выносливости сварных соединений: стыковое соединение, сварка автоматическая и полуавтомати­ческая 0,03; то же, сварка ручная 0,05; нахлесточное соединение 0,06; сварные двутавровые балки 0,05; сварные короб­чатые балки 0,09.

Окалина может служить са­мостоятельным источником вариации пре­дела выносливости с коэффициентом 0,06. Эти коэффициенты должны квадратически суммироваться с коэффициентом вариации для деталей одной плавки без сварного шва и коэффициентом по плавкам.

9. Паяные соединения

Паяные соединения - это неразъемные соединения, обеспечиваемые силами моле­кулярного взаимодействия между соеди­няемыми деталями иприпоем. Припой­ - это сплав или металл, вводимый в расплав­ленном состоянии в зазор между соединяе­мыми деталями и имеющий более низкую температуру плавления, чем соединяемые детали. Отличие пайки от сварки - отсут­ствие расплавления или высокотемпера­турного нагрева соединяемых деталей.

Связь в паяном шве основана на:

растворении металла деталей в расплав­ленном припое;

взаимной диффузии элементов припоя и металла соединяемых деталей;

бездиффузионной атомной связи.

Прочность паяного шва существенно выше, чем припоя, в связи с растворением в слое материала деталей и в связи с тем, что слой находится в стесненном напря­женном состоянии между соединяемыми деталями.

Пайкой соединяют однородные и разно­родные материалы: черные и цветные ме­таллы, сплавы, керамику, стекло и т. д.

Основные паяные соединения: внахлест­ку (ПН-l?ПН-6, включая телескопиче­ские ПН-4?ПН-6), встык (ПВ-l, ПВ-2), вскос (ПВ-3, ПВ-4), втавр (ПТ-1?ПТ-4), соприкасающиеся (ПС-l, ПС-2). Преиму­щественное применение имеют соединения внахлестку, как обеспечивающие достаточ­но высокую прочность вплоть до достиже­ния равнопрочности с целыми деталями.

Стыковые соединения имеют примене­ние, ограниченное малыми нагрузками, что связано с малыми поверхностями спая.

Соединения ступенчатые и вскос (ПВ-3, ПВ-4 с углом не более 30°) способны обес­печивать необходимую прочность, но их применение ограничивается сложностью изготовления.

Пайкой соединяют листы, стержни, тру­бы между собой и с плоскими деталямии др. Важную область составляют сотовые паяные конструкции (рисунок 9).

Рисунок 9 – Сотовые конструкции

Припои должны быть легкоплавкими, хорошо смачивать соединяемые поверх­ности, обладать достаточно высокой проч­ностью, пластичностью, непроницае­мостью. В технике применяют широкую номенклатуру припоев, разделяемую на группы по температуре плавления и по химическому составу.

В машиностроении употребительны следую­щие припои.

оловянно-свинцовые по ГОСТ 21930-76* ­ПОС 61, ПОС 40, ПОС 30, ПОС 10 и др.

оловянно-свинцовые сурьмянистые и мало­сурьмянистые по ГОСТ 21930-76* (автомоби­лестроение, соединения цинковых и оцинкован­ных деталей и др.);

серебряные, оловянные, оловянно-свинцовые с содержанием серебра до 10 % по ГОСТ 19738-74* (ответственные соединения, требую­шие высокой прочности, коррозионной стой­кости, относительно невысокой температуры плавления, повышенной электропроводности);

медно-цинковые сплавы - латуни (для боль­шинства металлических деталей, кроме деталей, подвергаемых ударным и вибрационным нагруз­кам).

В процессе пайки для защиты поверхностей от загрязнения и окисления и соответственно для улучшения растекания жидкого припоя при­меняют флюсы.

При низкотемпературной пайке применяют в виде флюса канифоль и ее растворы, вазелин, а также более активные флюсы, содержащие органические кислоты (олеиновую, молочную, лимонную) и др.

Для повышения активности флюса добавляют фтористые и хлористые соли металлов.

Применяют многообразные способы пайки: паяльником с периодическим подогревом или с непрерывным подогревом газом, жидким топли­вом или электрическим подогревом; газопла­менными горелками; электронагревом (преиму­щественно электросопротивлением); в жидких средах; в печах; специальные.

Наиболее проста пайка паяльником, наибо­лее производительны пайки в жидких средах и в печах.

Расчет паяных соединений проводят по номинальному напряжению в зависимости от предела прочности. Значения предела прочности на срез при пайке наиболее распространенными оловянно-свинцовыми припоями:

Материал детали

Сталь 20

Сталь Х18Н9Т

Медь М3

Латунь Л62

τср , МПа

28

32

27

22

Предел прочности спая на растяжение (по опытам с серебряными припоями ПСр40 и ПСр45) для большинства сталей на 30-40 % выше τср , а для особо высоко­легированных сталей выше до 2 и более раз.

10. Шлицевые соединения

Шлицевые соединения (в соответстивии с рисунком 10) условно можно рассматривать как многошпоночное, у которого шпонки выполнены как одно целое с валом. Шпоночные и зубчатые соединения служат для закрепления деталей на осях и валах. Такими деталями являются шкивы, зубчатые колеса, муфты, маховики, кулачки и т. д.

Рисунок 10 – Детали (а) и шлицевое соединение (б): 1- вал; 2 – втулка (ступица)

Соединения обеспе­чивают жесткое фиксирование деталей в окружном направлении и допускают их взаимные осевые перемещения (подвиж­ные соединения).

По форме поперечного, сечения разли­чают три типа соединений: прямобочные ГОСТ 1139-80; эвольвентные ГОСТ6033-80; треугольные (изготовляются по отраслевым стандартам).

Соединения с прямобочными зубьями распространены в машино­строении. В зависимости от числа зубьев (z =6?20) и их высоты ГОСТ 1139-80 предусматривает три серии соединений для валов с внешним диаметром от 14 до 125 мм.

Рисунок 11 – Шлицевые соединения с эвольвентными (а) и треугольными (б) зубьями

При переходе от легкой к тяжелой серии при неизменном внутреннем диа­метре зубьев увеличиваются их число, внешний диаметр и, как следствие, на­грузочная способность.

Центрирование, т. е. соосное положение соединяемых деталей, осуществляют: по внешнему (в соответстивии с рисунком 11, а) или внутреннему (в соответстивии с рисунком 11, б) диаметру зубьев, а также по боковым поверхностям зубьев.

Для первых двух типов центрирования соединения имеют минимальные зазоры по поверхностям диаметров D и d соответ­ственно и ограниченный зазор по боковым сторонам. По нецентрирующему диаметру предусмотрен значительный зазор. При третьем типе центрирования минимальный зазор устанавливают по боковым сторонам зубьев и значительные зазоры по поверх­ностям диаметров D и d. Стандартом предусмотрены три формы исполнения зубьев вала и одна­ для впадин втулки.

Центрирование по внешнему диаметру зубьев технологически наиболее простое и экономичное, так как центрирующие поверхности допускают точную и произ­водительную обработку. Такое центрирование применяют в основном для неподвижных соединений.

Рекомендуемые посадки по ширине b при центрировании по наружному диаметру: F8/f7, F8/f8, F8/js 7 и др.

Центрирующие по­верхности вала шлифуют, обеспечивая наиболее высокую точность центрирова­ния. Такое центрирование используют обычно в подвижных соединениях: Реко­мендуют следующие посадки по центри­рующему диаметру d : H7/f7, H7/g6, Н7/ js 7 и др.

Центрирование по боковым сторонам зубьев применяют сравнительно редко, лишь в соединениях, подверженных ревер­сивным динамическим нагрузкам. Оно не обеспечивает соосности вала и ступицы, хотя имеет высокую нагрузочную спо­собность. Рекомендуемые посадки по ширине b : F8/js 7, D9/e8. D9/f8 и др.

Соединения с эвольвентными шлицами более технологичны, чем прямобочные шлицевые соединения. Для обработки валов с эвольвентными шлицами требуется мень­ший комплект более простого инструмента и используется совершенная технология зубообработки.

Соединения имеют более высокую точ­ность и прочность благодаря большей пло­щади контакта, большему числу зубьев и скруглению впадин, снижающему кон­центрацию напряжений. В cвязи с этим области применения соединений непрерыв­но расширяются. Их центрирование выпол­няют обычно по боковым поверхностям зубьев. Рекомендуемые посадки: 7H/7h, 7Н/9r, 7Н/8р - для неподвижных соединений и 9H/9f, 9H/9g, 11H/l0d - для подвиж­ных соединений.

В отличие от зубчатых колес угол про­филя (α=30° ) увеличен, а высота зуба уменьшена (h=m ).

По ГОСТ 603З-80 размерный ряд охва­тывает эвольвентные шлицевые соедине­ния с модулями m =0,5?10 мм, наруж­ными диаметрами D =4?500 мм и чис­лами зубьев z =6?82.

При использовании прямобочных и эвольвентных соединений для направления осевого перемещения деталей, посаженных на вал (например, зубчатых колес в короб­ках передач), твердость поверхности зубьев повышают до 54-60 HRC для уменьшения изно­са.

Соединения с треугольными зубьями применяют преимущественно для неподвижных соединений при тонкостенных втулках, а также в сое­динениях стальных валов со ступицами из легких сплавов, в приборостроении. Они позволяют координировать положение ва­ла и втулки в пределах малых углов. По рекомендации СЭВ (РС 656-66) угол профиля β=60° при номинальных диа­метрах до 60 мм. Кроме таких соеди­нений, в машиностроении по отраслевым стандартам изготовляют соединения с дру­гими углами профиля (72°, 90° и др.) и D= 5?75 мм.

В быстроходных передачах авиацион­ные и автомобильные коробки передачи т. п. точность центрирования шлицевых соединений часто недостаточна. Для ее по­вышения центрирование осуществляют по вспомогательным поверхностям (коническим, цилиндрическим, а иногда отказываются от применения соединений и колеса изготовляют как одно целое с валом.

Рисунок 12 – Центрирования деталей шлицевого соединения по конической и цилиндрической дополнительным поверхностям

Проектирование и расчет соединений. Основные размеры шлицевого соединения задают при конструировании вала. Длину соеди­нения принимают не более 1,5D ; при большей длине существенно возрастает нерав­номерность распределения нагрузки вдоль зубьев и трудоемкость изготовления. Учитывая, что соединения в машинах выходят из строя преимущественно из-за повреждения рабочих поверхностей зубьев и усталостного разруше­ния шлицевых валов, после проектирова­ния выполняют проверочный расчет зубьев.

Рисунок 13 – Расчётная схема зуба шлицевого соединения

Условие прочности по допускаемым на­пряжениям смятия имеет вид

где dm - средний диаметр соединения; z - ­число зубьев; h и l - соответственно высо­та и длина поверхности контакта зубьев; ψ - коэффициент, учитывающий нерав­номерное распределение нагрузки между зубьями и вдоль зубьев (ψ=0,5?0,7); [σсм ] - допускаемое напряжение смятия на боковых поверхностях.

Для соединения с эвольвентными зубья­ми принимают: [σсм ] =0,2σв ­для неподвижных соединений с химико­-термической обработкой зубьев;

см ] =0,lσв - то же для подвижных сое­динений. Для соединений с зубьями без химико-термической обработки зна­чения [σсм ] снижают вдвое. Высота и длина поверхности контакта: для прямобочных зубьев

; ;

для эвольвентных зубьев h =m ; d m =mz , где m – модуль зубьев.

Шлицевым соединениям присуща высо­кая концентрация нагрузки, обусловленная погрешностями изготовле­ния, смещениями осей деталей под нагруз­кой, закручиванием деталей. Лишь в идеально точном соединении при дейст­вии вращающего момента Т нагрузка между зубьями распределена равномерно

; где I – номер зуба.

При совместном действии момента и радиальной силы F, нагрузка между зубьями будет распределяться неравно­мерно

и

В реальных соединениях имеются погрешности в угловом шаге зубьев вала и втулки, а также радиальные зазоры, ко­торые приводят к существенно неравно­мерному распределению нагрузки в ок­ружном направлении и циклическому взаимному смещению деталей в осевом направлении, изнашиванию зубьев и раз­витию контактной коррозии.

В приближенном расчете концентрацию нагрузки учитывают общим коэффициен­том ψ. Для улучшения распределения нагрузки и повышения долговечности соединений повышают точность изготовления, совершенствуют формы деталей и выполняют ряд других мероприя­тий.

11 Штифтовые соединения

Штифтовые соединения применяют при небольших нагрузках преимущественно в приборостроении. Соединяемые детали сопрягаются при этом по переходным посадкам.

Рисунок 14 – Штифтовые соединения

Для исключения выпадения в процессе работы используют штифты: с насеченными канавками, вальцованные, резьбовые. Часто для этих же целей произ­водят разведение концов штифтов.

Рисунок 15 – Штифты (а – гладкие, б – с канавками, в – с резьбовым концом, г – разводной конический)

Основные типы штифтов стандартизо­ваны. Их изготовляют из углеродистых сталей 30, 45, 50 и др.

По характеру работы штифтовое соеди­нение подобно заклепочному (работает на срез и смятие). Для расчета соединения используют те же зависимости. Условие прочности при срезе радиального штифта,

а условие прочности по смятию

где Ft - срезающая сила (осевая или окружная); i - число поверхностей среза; Ас = πd2 / 4 - площадь штифта при срезе; А см =d (D -d 1 ) - площадь поверхности смятия (сжатия); [τc ]=70?80 МПа­ - допускаемое напряжение при срезе; [σсм ] =200?300 МПа - допускаемое напряжение при смятии.

Срезающая сила при передаче вра­щающего момента F t =2T/d 1 .

Штифты диаметром d= (0,1?0,15)d в и длиной l=(3?4)d в (d в - диаметр вала) устанавливают по посадке с натягом Н7/r6 в отверстия, совместно просверленные и развернутые при сборке в валу и ступице по стыку посадочных поверхностей.

Рисунок 16 – Схемы к расчёту соединений радиальным (а) и осевым (б) штифтами

Многоштифтовые соединения этого типа по прочности близки к шлицевым.


12. Шпоночные соединения

Соединения двух со­осных цилиндрических деталей для передачи вращения между ними осуществляется с помощью шпонки 1 (в соответстивии с рисунком 17, а), специальной детали, за­кладываемой в пазы соединяемых вала 2 и ступицы 3.

Рисунок 17 – Шпоночные соединения

В машиностроении применяют не­напряженные (без нагрузки) соеди­нения (с помощью призматических и сег­ментных шпонок (в соответстивии с рисунком 17, б и в), и напряженные соединения (с помощью клиновых шпонок (в соответстивии с рисунком 17, г)). Шпонки этих типов стандартизованы, их размеры выбирают по ГОСТ 23360-78, ГОСТ 24071-80 и ГОСТ 24068-80.

Основные достоинства соединений со­стоят в простоте конструкции и возмож­ности жесткой фиксации насаживаемой детали в окружном направлении.

Однако соединения трудоемки в изго­товлении, требуют ручной пригонки или подбора. Это ограничивает использование соединений в машинах крупносерийного и массового производства. Не рекомендуется применение соединений для быстровра­щающихся валов ответственного назначе­ния из-за сложности обеспечения концент­ричной посадки сопрягаемых деталей.

Шпоночные соединения применяют преимущественно в тех случаях, когда посадку с натягом не удается реализовать по условиям прочности или технологическим возможностям.

Соединения призматическими шпонка­ми . Применяются в конструкциях наиболее широко, так как просты в изготовлении и имеют сравнительно небольшую глубину врезания в вал.

Шпонки имеют прямоугольное сечение с отношением высоты к ширине от 1 (для валов диаметром до 22 мм) до 0,5 (для валов больших диа­метров). Их устанавливают с натягом в пазы валов. Рабочими у шпонок являют­ся боковые узкие грани. В радиальном направлении предусмотрен зазор, В ответ­ственных соединениях сопряжение дна па­за с боковыми сторонами выполняют по радиусу для снижения концентрации напряжений. Материал шпонок - чистотянутая сталь 45 или сталь Ст6 с пределом прочности σв =590?750 МПа.

Если принять для упрощения, что напря­жения в зоне контакта распределены рав­номерно, и плечо рав­нодействующей этих напряжений равно 0,5d (где d - диаметр вала), то средние контактные напряжения (напряжения смя­тия, вызывающие смятие рабочих граней)

где Т - вращающий момент; lр - рабочая длина шпонки; t 2 = 0,4h - ­глубина врезания шпонки в ступицу; - допускаемое напряжение на смя­тие.

На практике сечение шпонки подбирают по ГОСТ 23360-78 в зависимости от диа­метра вала, а длину l шпонки назначают на 5-10 мм меньше длины ступицы. Затем по формуле (1) оценивают прочность соединения на смятие или вычисляют пре­дельный момент, соответствующий напря­жению .

Рабочая длина шпонки l p =l-b может быть определена из очевидного соотношения.

.

Проверку прочности шпонок на срез обычно не производят, так как это условие удовлетворяется при использовании стан­дартных сечений шпонок и рекомендуемых значений .

Если условие прочности не выпол­няется, то соединение образуют с помощью двух шпонок, установленных под углом 120 или 180°.

Соединения характеризуются сущест­венно неравномерным распределением нагрузки и напряжений как по высоте сечения, так и по длине шпонки. Это вызывает упругопласти­ческое смятие рабочих граней пазов и шпонки, закручивание ее, особенно при на­личии зазора между валом и ступицей. Поэтому длину шпоночных соединений ог­раничивают (l ≤1,5d ), а посадку зубча­тых колес, шкивов, полумуфт и других деталей на валы осуществляют с натягом (посадки Н7/р6; Н7/r6; H7/s7; H7/k6 и т. п.).

В этом случае шпоночные соединения по существу выключаются из работы и оказы­ваются резервными, а шпонки обеспечи­вают лишь жесткую фиксацию в окружном направлении насаживаемых деталей.

Соединения сегментными шпонками . Сегментные шпонки имеют более глубокую посадку и не пере­кашиваются под нагрузкой, они не требуют ручной пригонки. Однако глубокий паз су­щественно ослабляет вал, поэтому сег­ментные шпонки используют преимущест­венно для закрепления деталей на мало­нагруженных участках вала (например, на входных или выходных хвостовиках валов).

Расчет соединений с сегментными шпон­ками также производят по формуле, принимая t 2 =h-t 1 . До­пускаемые напряжения смятия при постоянной нагрузке в соединении сталь­ного вала и шпонки из чистотянутой стали (σв =500?600 МПа) в зависимости от материала ступицы можно выбирать следующими: 150-180 МПа - для ступиц из стали; 80-100 МПа - из чугуна и алю­миния; 15-25 МПа - из текстолита и древопластика.

Большие значения принимают при лег­ком режиме работы (переменная нагрузка не больше 5% от постоянной), а мень­шие - при тяжелых условиях эксплуатации (нагрузка знакопеременная с ударами).


13. Резьба

Резьба - выступы, образованные на основной поверхности винтов или гаек и расположенные по винтовой линии. Резьбовое соединение образуется двумя (реже тремя) деталями. У одной из них на наружной, а у другой на внутренней поверхности имеются расположенные по винтовой поверхности выступы – соответственно наружная и внутренняя резьба (в соответстивии с рисунком 18).

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.

Профиль резьбы — контур сечения резьбы в плоскости, проходящей через ось основной поверхности. 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 захода 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.

Рисунок 18 – Резьбовое соединение с метрической резьбой

Методы изготовления резьбы

1. Нарезкой вручную мет­чиками или плашками. Способ малопроизводительный. Его применяют в индивидуальном производстве и при ремонтных работах.

2. Нарезкой на токарно-винторезных или специальных станках.

3. Фрезерованием на специальных резьбофрезерных станках. Применяют для нарезки винтов больших диаметров с повышенными требованиями к точности резьбы (ходовые и грузовые винты, резьбы на валах и т.д.).

4. Накаткой на специальных резьбонакатных станках-автоматах. Этим высокопроизводительным и дешёвым способом изготовляют большинство резьб стандартных крепёжных деталей (болты, винты и т.д.). Накатка существенно упрочняет резьбовые детали.

5. Литьём на деталях из стекла, пластмассы, металлокерамики и др.

6. Выдавливанием на тонкостенных давленных и штампованных изделиях из жести, пластмассы и т.д.

Наибольшее распространение в машино­- и приборостроении имеет метрическая резьба по ГОСТ 8724-81 с крупными мелким шагами. Она обозна­чается буквой М и цифрами, показывающими наружный диаметр резь­бы (например, резьба, имеющая d =24 мм, обозначается М24), в обозначении резьбы с мелким шагом, кроме диаметра, в форме сомножителя указывается ее шаг (например, М24?1,5 для резьбы, имеющей d= 24 мм и Р= 1,5 мм). Области примене­ния других типов резьб ограничены спе­циальными конструкциями.

Крепежные детали и типы соединений. Наибольшее распространение среди резь­бовых деталей получили крепежные болты, винты, шпильки, гайки и вставки. С помощью этих деталей образуют большинство разъемных соединении в конструкциях.

Рисунок 19 – Основные типы резьбовых соединений

Болт (в соответстивии с рисунком 19, а) и винт (в соответстивии с рисунком 19, б) – стержень с головкой и одним резьбовым концом. Шпилька (рисунок 19, в) имеет два резьбовых конца. Вставка (в соответстивии с рисунком 19, г). Винт с резьбовой втулкой (в соответстивии с рисунком 19, д).

Выбор типа соединения определяется проч­ностью материала соединяемых деталей, частотой сборки и разборки соединения в эксплуатации, а также особенностями конструкции и технологии изготовления соединяемых деталей.

Соединения болтом применяют только при наличии доступа к гайке и головке болта для скрепления деталей сравнитель­но небольшой толщины (например, при наличии специальных поясков или флан­цев), а также при многократной раз­борке и сборке соединений. В последнем случае (особенно при большой толщине соединяемых деталей) предпочтение отда­ется также соединениям винтом или шпилькой.

Соединения винтом и шпилькой при­меняют для скрепления деталей при нали­чии доступа монтажного инструмента лишь с одной стороны (к гайке). Область применения соединений винтом в силовых конструкциях ограничена, пред­почтение отдается соединениям шпилькой. Шпильки фиксируют (стопорят) в корпусной детали (посадкой на резьбе с натя­гом, завинчиванием на сбег резьбы, с помощью клея и т. д.) для предотвра­щения вывинчивания их при отвинчивании гаек.

Вставки применяют в основном для по­вышения износостойкости резьбы в корпу­сах из материалов с невысокой проч­ностью, а также для повышения прочности соединений.

Резьбовые втулки используют преиму­щественно в корпусах из композиционных материалов.

Для предотвращения повреждения по­верхностей соединяемых деталей при за­винчивании гаек под них подкладывают шайбы.

Конструктивным разнообразием отли­чаются стержни болтов (винтов). Наряду с обычной (в соответстивии с рисунком 20), наиболее распростра­ненной формой болта (а) приме­няют другие конструкции. Болт (б) в отличие от предыдущего имеет диаметр стержня несколько больше наруж­ного диаметра резьбы. Такие болты уста­навливают в отверстия корпусов без за­зора. В ряде ответственных соединений для увеличения податливости при меняют полые болты (в). Болты на (г и д) имеют центрирующие пояски под головками, а поясок посередине (д) предназначен для гашения виб­раций стержня.

Рисунок 20 – Конструктивные формы стержней болтов

Формы головок болтов (в соответстивии с рисунком 21) и гаек также разнообразны, выбор их для практического использования опре­деляется преимущественно условиями ра­боты соединений, технологией изготовле­ния крепежных деталей и их сборкой.

Рисунок 21 – Конструктивные формы головок болтов (винтов)

Для фиксирования деталей на валах, осях и др. применяют установочные винты с резьбой по всей длине стержня и упорным наконечником.

Основ­ные материалы болтов (винтов), шпилек и гаек и их механические характеристики нормированы ГОСТ 1759-82.

Для болтов, винтов и шпилек из угле­родистых и легированных сталей установ­лены 12 классов прочности, а для гаек - семь и соответствующие им рекоменду­емые марки сталей.

Выбор материала определяется условия­ми работы. И технологией изготовления. Стержни болтов в массовом производстве изготовляют из пластичных сталей 10, 15, 15Х, 16ХСН и др. на авто­матах методом холодной высадки, резьбу на болтах накатывают.

Для защиты крепежных деталей из угле­родистых сталей от коррозии на них нано­сят окисные пленки или гальванические покрытия (цинковое, кадмиевое, фосфат­ное, медное и др.). Толщина покрытий выбирается в зависимости от шага резьбы и имеет следующие значения: 3-6 мкм для шага до 0,4 мм, 6-9 мкм – для шага 0,4-0,8 мм и 9-12 мкм для шага свыше 0,8 мм.

Расчет резьбовых соединений. Расчет резьбового соединения включает в себя обычно две связанные между со­бой задачи: оценку прочности соединения и оценку плотности сты­ка.

Прочность соединения определяется, как правило, прочностью болта (шпильки), и для ее оценки необходимо знать напряжения в сечении с наименьшей площадью.

В случае, когда внешняя нагрузка на болт изменяется циклически от 0 до F , амплитуда переменных напряжений в сечении по внутреннему диаметру резьбы

и среднее напряжение

Практика и экспериментальные исследо­вания показали, что прочность затянутых резьбовых соединений при переменной на­грузке определяется ее амплитудой ; чем меньше , тем больше долговечность и ресурс работы соединений. Поэтому одна из важнейших задач конструктора резьбо­вого соединения - добиться снижения внешней нагрузки на болт (шпильку).

Правило конструирования резьбового соединения: жесткие фланцы ­податливые болты.

Плотность стыка определяется остаточной силой в стыке. Внешняя на­грузка F уменьшает силу на стыке деталей до значения

Если сила на стыке станет равной нулю, то стык раскроется и вся внешняя нагрузка будет восприниматься болтом, что опасно для его прочности.

Для предотвращения раскрытия стыка должно соблюдаться условие Fс >0 ; тогда минимальная сила затяжки

Обычно назначают

где ν - запас по плотности стыка равен 1,25-2 для постоянных нагрузок; 2,5-4 для переменных нагрузок.

Для герметизации стыков применяют плоские прокладки из резины, картона, алюминия, меди и других мягких мате­риалов, упругие кольца, герметики и т. д. Герметичность стыков и соединений про­веряют течеискателями и другими спосо­бами.

Таким образом, сила предварительной затяжки определяется внешней нагрузкой.

Допустимое напряжение затяжки σ0 =F0 /A1 ≤0,8σT где σT - предел текучести материала болта. Обычно назначают σ0 = (0,4?0,7) σT .

Для того чтобы соединения работали в расчетных силовых условиях, необходи­мо контролировать затяжку соединений.

14. Соединения с натягом

Соединение деталей машин с натягом - разностью посадочных размеров - осуществляют за счет их пред­варительной деформации. С помощью натяга соединяют обычно детали с цилиндри­ческими и реже коническими поверхностями контакта.

Соединение деталей с натягом представляет собой сопря­жение, в котором передача нагрузки от одной детали к другой осуществляется за счет сил трения на поверх­ностях контакта, образующихся благодаря силам упругости. Вследствие этого соеди­нение имеет нежесткую фиксацию деталей в осевом и окружном направлениях.

Рисунок 22 – Соединения с натягом венца червячного колеса с центром (а) и шарикоподшипника с валом (б)

Соединения используют сравнительно часто для посадки на валы и оси зуб­чатых колес, шкивов, звездочек и др.

Два способа соединения:

1) При сборке механическим способом охватывае­мую деталь с помощью пресса устанавливают в охватывающую деталь или наоборот. Этот способ ис­пользуется при сравнительно небольших натягах.

2) Тепловой способ соединения применяет­ся при больших натягах и производится путем нагрева охватывающей детали до температуры 300 °С в масляной ванне или охлаждения в жидком азоте охватываемой детали. Вы­бор способа зависит от соотношения масс и конфигурации деталей.

В настоящее время получают распрост­ранение так называемые термомеханичес­кие соединения элементами с памятью формы. Это свойство присуще сплавам, испытывающим обратимое мартенситное превращение, и характеризуется как спо­собность материала, деформированного в мартенситном состоянии, полностью или частично восстанавливать свою форму в процессе последующего нагрева.

Для конструкционных элементов с па­мятью формы используют никель титановый сплав с температурами мартенсит­ного превращения -80?-150 °С и вос­становления формы -140?-60 °С. Сплав практически полностью восстанавливает заданную деформацию и развивает на­пряжение в условиях противодействия процессу формовосстановления до 200­-400 МПа.

Для предупреждения быстрого нагрева деталь устанавливают монтажными кле­щами, губки которых либо изготовляют из материала с большей теплоемкостью, на­пример, меди, либо имеют хлопчатобумаж­ный вкладыш, впитывающий жидкий азот. Допускается сборка такими клещами в течение 2-3 мин.

Нагрев детали теплотой окружающей среды приводит к восстановлению ее прежних размеров и образованию натяга.

Достоинства соединений с натягом оче­видны: они сравнительно дешевы и просты в выполнении, обеспечивают хорошее цент­рирование сопрягаемых деталей и могут воспринимать значительные статические и динамические нагрузки. Области примене­ния таких соединений непрерывно расши­ряются.

Недостатки соединений: высокая трудо­емкость сборки при больших натягах; сложность разборки и возможность по­вреждения посадочных поверхностей при этом; высокая концентрация напряжений; склонность к контактной коррозии из-за неизбежных осевых микросмешений точек деталей вблизи краев соединения и, как следствие, пониженная прочность соедине­ний при переменных нагрузках; отсутст­вие жесткой фиксации деталей.

Расчет соединений и подбор посадки.

Ос­новная задача расчета состоит в опреде­лении потребного натяга и соответствую­щей ему посадки по ГОСТ 25347-82 для передачи заданной сдвигающей на­грузки от вращающего момента или осе­вой силы.

Возможны случаи, когда посадка не мо­жет быть реализована в конструкции по условиям прочности (обычно охватываю­щей детали).

Поэтому при проектировании соедине­ний должны быть обеспечены как требо­вания взаимной неподвижности деталей соединения, так и усло­вия прочности деталей.

Условие неподвижности деталей соеди­нения. Выражает собой математически уравнение равновесия: при передаче внеш­ней нагрузки соединяемые детали должны быть взаимно неподвижны.

Рисунок 23 – Расчётная схема соединения с натягом

Рассмотрим соединение с натягом дета­лей 1 (в соответствии с рисунком 23) и 2 при действии сдвигаю­щей силы, например, осевой Fа . Взаимное смещение деталей в соединении ограниче­но деформациями за счет сил сцепления, которые возникают благодаря контактным напряжениям q от натяга.

Если принять, что отнесенная к площади контакта сила трения τ пропорциональна контактному напряжению q между сопря­женными деталями, то

где f - коэффициент трения.

Условие взаимной неподвижности дета­лей соединения при действии сдвигаю­щей нагрузки примет вид

где d и l - диаметр и длина посадочной поверхности.

Введем в рассмотрение номинальные контактные напряжения

; тогда

Из неравенства следует, что нагрузочная способность соединения определя­ется номинальными контактными напряжениями и состоянием контактирующих поверхностей. Напряжения зависят от натяга в соединении и условий работы.

Детали соединения будут взаимно не­подвижными, если средние контактные на­пряжения

где k - коэффициент запаса сцепления, учитывающий возможное рассеяние значе­ний коэффициентов трения, погрешности в форме контактирующих поверхностей и изгиб деталей, ослаб­ляющие их сцепление.

Для соединений, подверженных изгибу, например, соединений валов и зубчатых колес редукторов, принимают значение k= 3,0?4,5, понижая таким образом склонность соединений к фреттинг-корро­зии. В остальных случаях k= I,5?2,0. Значение коэффициента сцепления в формуле следует принимать минимальным из или устанавливать экспериментально.

Нагрузочная способность соединения может быть увеличена также за счет повы­шения коэффициента трения между деталями. Эффективным оказы­вается осаждение на поверхности вала тон­кого слоя из частиц карбида бора В4 С или карбида кремния SiC. Такой слой повышает коэф­фициент трения в соединении с натягом до 0,7 благодаря эффекту микрозацепле­ния и, как следствие, в несколько раз увеличи­вает нагрузочную способность соединения при неизменном натяге.

Рисунок 24 – Внешние силы действующие на соединение

Сдвигающая сила может быть осевой, т. е.

или окружной (тангенциальной), т. е.

При совместном действии осевой силы и вращающего момента принимают

Уравнение выражает связь внеш­них и внутренних силовых факторов. Для решения задачи следует выразить контакт­ные напряжения через смещения точек деталей.

Условие совместности пере­мещений сопряженных деталей. Предположим, что охватывающая деталь 2 запрессована на охватываемую деталь 1. Тогда в резуль­тате деформации точки поверхностей де­талей 1 и 2 получат радиальные перемещения u1 и u2 , а радиальный натяг δ будет скомпенсирован этими перемеще­ниями, т. е.

где Δ = dВ - dА - диаметральный натяг деталей.

Уравнение отражает геометричес­кую сторону задачи. Для ее решения необходимо выразить смещения в уравне­нии через контактные напряжения.

Связь смещений и контакт­ных напряжений в соединении. Контактные напряжения q в общем случае распределены по длине соединения существенно неравномерно, так как равномерной деформации препятствуют выступающие части деталей. Связь смещений и контактных давлений имеет вид

где - функция влияния, показы­вающая перемещение точек контакта в сечении z = с от единичной радиальной силы, приложенной в сечении z= ζ; i= 1; 2 - номер детали.

Значения функции λ можно получить расчетом.

В предварительном расчете полагают, что контактные напряжения одинаковы во всех точках поверхностей контакта. Это экви­валентно допущению о сопряжении двух цилиндров одинако­вой длины.

Рисунок 25 – Расчётная схема соединения с натягом

Задача о сопряжении с натягом двух толстостенных цилиндров бесконечной длины рассмотрена в сопротивлении ма­териалов. Установлено, что радиальные перемещения точек кон­такта

;

где λ1 и λ2 - коэффициенты радиальной податливости деталей 1 и 2; q н - номинальное контактное напряже­ние.

Смещение u 1 считают отрицательным, так как оно происходит в направлении, противоположном направлению оси r.

Соотношения отражают физичес­кую сторону задачи. Коэффициенты ра­диальной податливости зависят от ра­диальных размеров и материалов деталей:

где d - посадочный диаметр; Е 1 , ν1 и Е 2 , ν2 - модуль упругости и коэффициент Пуассона соответственно для охватывае­мой и охватывающей деталей; d 1 - диа­метр отверстия в охватываемой детали; d 2 - наружный диаметр охватывающей детали.

Учитывая равенство, несложно получить:

Отметим, что натяг Δ в равенстве является расчетным и соответствует разности посадочных диаметров деталей с идеально гладкими поверхностями.

Расчет требуемого натяга. Расчетное значение натяга, обеспечиваю­щее передачу соединением внешней сдви­гающей нагрузки, несложно найти, из соотношений:

Расчетный натяг Δ принимают в ка­честве минимального требуемого натяга Δ* (т. e. Δ=Δ* ) при тепловом способе сборки.

Где uR – поправка на обмятие шероховатостей, мкм; uR =5,5(Ra1 +Ra2 )=1,2(Rz1 +Rz2 ); Ra1 и Ra2 , Rz1 и Rz2 - параметры шероховатостей деталей.

Если соединение работает при повы­шенной температуре, то ослабление натяга за счет нагрева учитывают поправкой на температурную деформа­цию:

где α1 и t1 соответственно коэффициент линейного расширения и рабочая темпера­тура охватываемой детали; α2 и t2 - то же, охватывающей детали.

В соединениях быстровращающихся де­талей также происходит «потеря» натяга

где ρ - плотность материала; ν - коэф­фициент Пуассона материала детали; ω - угловая скорость.

При угловой скорости

натяг в соединении исчезнет (q н =0).

С учетом этих замечаний минимальный требуемый натяг: при тепловом способе сборки

при механическом способе сборки

Значение минимального требуемого на­тяга, определяемого условиями нагружения и сборки, используется для подбора минимального натяга посадки (табличного натяга) Nmin :

Тип посадки по ГОСТ 25347-82 задает­ся минимальным N min и максимальным N mах табличными натягами. Для его назна­чения необходимо установить также наи­большее допустимое значение натяга, определяемое условиями прочности.

Рисунок 26 – Напряжение в поперечном сечении соединения

Расчет макcимального натя­га. Натяг вызывает в соединяемых де­талях радиальные σr и окружные σθ на­пряжения (в соответствии с рисунком 26).

Напряжения в охватываемой детали (вале)

Напряжения в охватывающей детали (ступице)

где d* - диаметр сечения, в котором вы­числяют напряжения.

Распределение напряжений в попереч­ном сечении деталей соединения. Наибольшие напряжения воз­никают у внутренней поверхности охваты­вающей детали (d* =d ); здесь

;

Условие отсутствия пластических дефор­маций по теории максимальных касатель­ных напряжений

где - предел текучести материала де­тали.

Практика показала, что небольшие плас­тические деформации в контакте не пони­жают работоспособности соединений, поэ­тому в расчете максимального допусти­мого контактного напряжения принимают , откуда

и соответствующий наибольший расчетный натяг

Наибольший допустимый натяг Δ*max при тепловом способе сборки равен рас­четному, т. е. Δ*maxmax , а при механи­ческом - Δ*max = Δmax +uR .

По условиям прочности Δ*max ≥Nmax , где Nmax - максимальный табличный натяг посадки.

Уменьшение внутреннего диаметра охва­тываемой детали

и увеличение наружного диаметра охватывающей детали

Сила запрессовки

Если , то , где - наибольшая сдвигающая нагрузка. При этом наименьшая полезная сдвигающая нагрузка

При определении и для соеди­нений, выполненных механическим спосо­бом, необходимо из табличных значений натяга N max и N min вычесть значение u R

Разность температур, необходимая при тепловом способе сборки (нагрев или ох­лаждение),

где - зазор между деталями при сбор­ке, мкм.

Табличные натяги. Каждой стан­дартной посадке с натягом (ГОСТ 25347- 82) соответствуют определенные значения минимального N min и максималь­ного N max натягов - табличные натяги. Для построения таблиц ис­пользуют два метода расчета натягов и в соответствии с ними натяги назы­вают предельными и вероятностными.

Предельные натяги определяются откло­нениями отверстий и валов. При посадке по системе отверстий

где ES и es - верхнее отклонение соот­ветственно отверстия и вала; ei – нижнее отклонение вала.

Полученные таким образом натяги назы­вают вероятностными. При нормальном законе распределения размеров

где N m - средний натяг; u р - квантиль нормального распределения; S N - среднее квадратическое отклонение табличного на­тяга.

Средний натяг определяется средними значениями отклонений

где ; ;

Td и TD – допуски соответственно основного отверстия и вала.

Среднее квадратическое отклонение таб­личного натяга

где

Квантиль нормального распределения u р принимает следующие значения в за­висимости от вероятности Р неразруше­ния соединения:

P 0,5 0,9 0,95 0,97 0,99 0,995 0,997 0,999

u р 12 1,28 1,64 1,88 2,33 2,58 2,75 0,1

Оценить/Добавить комментарий
Имя
Оценка
Комментарии:
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений07:35:16 19 марта 2016
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
08:39:51 29 ноября 2015
отличный доклад. сварных швов не хватало.
анна15:36:38 12 июня 2011Оценка: 4 - Хорошо

Работы, похожие на Реферат: Соединения деталей и узлов машин
Основы проектирования и конструирования
Основы проектирования и конструирования Конспект лекций для студентов специальности 060800 "Экономика и управление на предприятии" Составитель ...
Гайка - деталь с внутренней резьбой, образующая с болтом или винтом болтовое соединение, винтовую пару.
... с помощью контргайки, пружинной шайбы; применением натяга в резьбе; жестким соединением гайки с болтом посредством шплинта или проволоки; шайбой, отогнутой на грань гайки или ...
Раздел: Промышленность, производство
Тип: учебное пособие Просмотров: 16347 Комментариев: 3 Похожие работы
Оценило: 1 человек Средний балл: 4 Оценка: неизвестно     Скачать
Монтаж и эксплуатация технологических машин
Тестовые задания по дисциплине "Монтаж и эксплуатация технологических машин" Инженерно-физический факультет 050724 Технологические машины и ...
* 75.1 Соединение деталей с гарантированным натягом создается сборкой,
C) соединения валов и предохранения деталей привода от поломок при перегрузках;
Раздел: Промышленность, производство
Тип: контрольная работа Просмотров: 369 Комментариев: 2 Похожие работы
Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать
Типы соединения деталей машин
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РЕСПУБЛИКИ КАЗАХСТАН Северо-Казахстанский государственный университет им.М. Козыбаева Факультет: энергетики ...
Отрицательные свойства: соединение ослабляет вал и ступицу шпоночными пазами; концентрация напряжения в зоне шпоночной канавки снижает сопротивление усталости вала; прочность ...
Существенный недостаток соединения с натягом - зависимость его нагрузочной способности от ряда факторов, трудно поддающихся учету: широкого рассеивания величин коэффициента трения ...
Раздел: Промышленность, производство
Тип: реферат Просмотров: 12203 Комментариев: 5 Похожие работы
Оценило: 5 человек Средний балл: 4.8 Оценка: неизвестно     Скачать
Проектирование мотор-редуктора
Федеральное агентство по образованию Российской Федерации Филиал "СЕВМАШВТУЗ" государственного образовательного учреждения высшего профессионального ...
Соединение валов электродвигателя и входного вала редуктора - жесткая муфта.
При закреплении внутреннего кольца на валу для упрощения крепления на валу выполняется буртик, подшипник устанавливают на вал по посадке с натягом.
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Просмотров: 2728 Комментариев: 2 Похожие работы
Оценило: 1 человек Средний балл: 4 Оценка: неизвестно     Скачать
Билеты по технологии отрасли
№1. История развития и роль машиностроения в обществе. Человеку необходимы для существования - материальные блага, которые черпают из природы ...
Сварка - технологический процесс получения неразъемных соединений в результате частичного оплавления соединяемых деталей.
К ним относятся соединения болтами, гайками и т.д. Неразъемные не могут быть разобраны без повреждения соединяемых деталей.
Раздел: Рефераты по технологии
Тип: реферат Просмотров: 2770 Комментариев: 4 Похожие работы
Оценило: 9 человек Средний балл: 4.1 Оценка: 4     Скачать
Технология машиностроения
1. План изготовления детали. Назначения технологических допусков при выполнении операции План изготовления детали разрабатывается на базе маршрутной ...
Нагрев применяют при сборке тяжело нагруженных соединений, требующих высокой прочности, а также когда деталь выполнена из материала, имеющего высокий коэффициент линейного ...
Соединения подшипников качения с валом и корпусом бывают за счет натяга; посредством резьбы и т. д.
Раздел: Промышленность, производство
Тип: шпаргалка Просмотров: 13358 Комментариев: 2 Похожие работы
Оценило: 2 человек Средний балл: 5 Оценка: неизвестно     Скачать
Ремонт внутрицеховых электросетей и источников освещения
1. Возможные повреждения и ремонт электросетей Ремонт внутрицеховых электросетей и источников освещения (мелкий) включает в себя следующие работы ...
По внутрицеховым сетям проверяют наличие пыли в коробках шинопроводов; состояние контактных соединений; фактические нагрузки и степень нагрева шин; окраску и прочность; крепления ...
В стальных корпусах гнезда с изношенной резьбой заваривают электродуговой сваркой, просверливают отверстие и нарезают резьбу того же диаметра.
Раздел: Рефераты по физике
Тип: контрольная работа Просмотров: 3476 Комментариев: 2 Похожие работы
Оценило: 1 человек Средний балл: 5 Оценка: неизвестно     Скачать
Ремонт электродвигателей
Реферат На тему: "Ремонт электродвигателей" Выполнил уч-ся гр. 05-ДБЭ Утянский Д. А. 2008 Содержание 1. Общие сведения об электрических машинах ...
Но * этот способ вызывает ряд нежелательных последствий, в том числе уменьшение прочности вала, необходимость изменения размеров посадочных поверхностей у вала и у насаживаемых на ...
Наиболее частой причиной выхода из строя клепаных вентиляторов является также нарушение прочности клепочных соединений в результате действия на лопасти вибрационных нагрузок.
Раздел: Рефераты по физике
Тип: реферат Просмотров: 5173 Комментариев: 2 Похожие работы
Оценило: 2 человек Средний балл: 5 Оценка: неизвестно     Скачать
Колёсные пары электровоза ВЛ-80
1 КП.05.0861. .000 1 Выполнил СПТЖТ У.2000.80.201 Проверил Ляменков Утвердил КП КЭ Карта эскизов. 1 КП.05.0861. .000 1 Выполнил СПТЖТ У.2000.80.201 ...
Колебания колес, напрессованных на ось с натягом, приводят к возникновению динамических сил, действующих на путь, повышению напряжений изгиба оси колесной пары, а также являются ...
Проверяют соответствие размеров всех элементов колёсной пары установленным нормам допусков и износов, наличие установленных клейм и знаков, состояние пружинных пакетов и заклёпок ...
Раздел: Рефераты по транспорту
Тип: курсовая работа Просмотров: 17880 Комментариев: 4 Похожие работы
Оценило: 3 человек Средний балл: 5 Оценка: неизвестно     Скачать

Все работы, похожие на Реферат: Соединения деталей и узлов машин (4765)

Назад
Меню
Главная
Рефераты
Благодарности
Опрос
Станете ли вы заказывать работу за деньги, если не найдете ее в Интернете?

Да, в любом случае.
Да, но только в случае крайней необходимости.
Возможно, в зависимости от цены.
Нет, напишу его сам.
Нет, забью.



Результаты(151235)
Комментарии (1843)
Copyright © 2005-2016 BestReferat.ru bestreferat@mail.ru       реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru