Соединения деталей и узлов машин

В этом случае шпоночные соединения по существу выключаются из работы и оказы-ваются резервными, а шпонки обеспечи-вают лишь жесткую фиксацию в окружном направлении насаживаемых деталей.

Соединения сегментными шпонками. Сегментные шпонки имеют более глубокую посадку и не пере-кашиваются под нагрузкой, они не требуют ручной пригонки. Однако глубокий паз су-щественно ослабляет вал, поэтому сег-ментные шпонки используют преимущест-венно для закрепления деталей на мало-нагруженных участках вала (например, на входных или выходных хвостовиках валов).

Расчет соединений с сегментными шпон-ками также производят по формуле, принимая t₂=h-t₁. До-пускаемые напряжения смятия при постоянной нагрузке в соединении сталь-ного вала и шпонки из чистотянутой стали (у_в=500?600 МПа) в зависимости от материала ступицы можно выбирать следующими: 150-180 МПа - для ступиц из стали; 80-100 МПа - из чугуна и алю-миния; 15-25 МПа - из текстолита и древопластика.

Большие значения принимают при лег-ком режиме работы (переменная нагрузка не больше 5% от постоянной), а мень-шие - 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, тра-пецеидальные, 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 рас-пространена правая резьба. Левую резьбу применяют только в специальных случаях.

Если витки резьбы расположены по двум или нескольким параллельным вин-товым линиям, то они образуют многозаходную резьбу. По числу захода раз-личают однозаходную, двухзаходную и т. д. резьбы. Наиболее распространена однозаходная резьба. Все крепежные ре-зьбы однозаходные. Многозаходные резь-бы применяются преимущественно в винтовых механизмах. Число заходов больше трех применяют редко.

Рисунок 18 - Резьбовое соединение с метрической резьбой

Методы изготовления резьбы

1. Нарезкой вручную мет-чиками 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 обозна-чается буквой М и цифрами, показывающими наружный диаметр резь-бы (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 примене-ния других типов резьб ограничены спе-циальными конструкциями.

Крепежные детали и типы соединений. Наибольшее распространение среди резь-бовых 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 проч-ностью 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 сравнитель-но небольшой толщины (например, при наличии специальных поясков или флан-цев), а также при многократной раз-борке и сборке соединений. В последнем случае (особенно при большой толщине соединяемых деталей) предпочтение отда-ется также соединениям винтом или шпилькой.

Соединения винтом и шпилькой при-меняют для скрепления деталей при нали-чии доступа монтажного инструмента лишь с одной стороны (к гайке). Область применения соединений винтом в силовых конструкциях ограничена, пред-почтение отдается соединениям шпилькой. Шпильки фиксируют (стопорят) в корпусной детали (посадкой на резьбе с натя-гом, завинчиванием на сбег резьбы, с помощью клея и т. д.) для предотвра-щения вывинчивания их при отвинчивании гаек.

Вставки применяют в основном для по-вышения износостойкости резьбы в корпу-сах из материалов с невысокой проч-ностью, а также для повышения прочности соединений.

Резьбовые втулки используют преиму-щественно в корпусах из композиционных материалов.

Для предотвращения повреждения по-верхностей соединяемых деталей при за-винчивании гаек под них подкладывают шайбы.

Конструктивным разнообразием отли-чаются стержни болтов (винтов). Наряду с обычной (в соответстивии с рисунком 20), наиболее распростра-ненной формой болта (а) приме-няют другие конструкции. Болт (б) в отличие от предыдущего имеет диаметр стержня несколько больше наруж-ного диаметра резьбы. Такие болты уста-навливают в отверстия корпусов без за-зора. 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 виб-раций стержня.

Рисунок 20 - Конструктивные формы стержней болтов

Формы головок болтов (в соответстивии с рисунком 21) и гаек также разнообразны, выбор их для практического использования опре-деляется преимущественно условиями ра-боты соединений, технологией изготовле-ния 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.

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

Для болтов, винтов и шпилек из угле-родистых и легированных сталей установ-лены 12 классов прочности, а для гаек - семь и соответствующие им рекоменду-емые марки сталей.

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

Для защиты крепежных деталей из угле-родистых сталей от коррозии на них нано-сят окисные пленки или гальванические покрытия (цинковое, кадмиевое, фосфат-ное, 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 со-бой задачи: оценку прочности соединения и оценку плотности сты-ка.

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 исследо-вания показали, что прочность затянутых резьбовых соединений при переменной на-грузке определяется ее амплитудой ; чем меньше , тем больше долговечность и ресурс работы соединений. Поэтому одна из важнейших задач конструктора резьбо-вого соединения - добиться снижения внешней нагрузки на болт (шпильку).

Правило конструирования резьбового соединения: жесткие фланцы -податливые болты.

Плотность стыка определяется остаточной силой в стыке. Внешняя на-грузка 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 F_с>0; тогда минимальная сила затяжки

Обычно назначают

где н - 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 мате-риалов, упругие кольца, герметики и т. д. Герметичность стыков и соединений про-веряют течеискателями и другими спосо-бами.

Таким образом, сила предварительной затяжки определяется внешней нагрузкой.

Допустимое напряжение затяжки у₀=F₀/A₁?0,8у_T где у_T - предел текучести материала болта. Обычно назначают у₀ = (0,4?0,7) у_T.

Для того чтобы соединения работали в расчетных силовых условиях, необходи-мо контролировать затяжку соединений.



14. Соединения с натягом

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

Соединение деталей с натягом представляет собой сопря-жение, в котором передача нагрузки от одной детали к другой осуществляется за счет сил трения на поверх-ностях контакта, образующихся благодаря силам упругости. Вследствие этого соеди-нение 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 зуб-чатых колес, шкивов, звездочек и др.

Два способа соединения:

1) При сборке механическим способом охватывае-мую деталь с помощью пресса устанавливают в охватывающую деталь или наоборот. Этот способ ис-пользуется при сравнительно небольших натягах.

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

В настоящее время получают распрост-ранение так называемые термомеханичес-кие соединения элементами с памятью формы. Это свойство присуще сплавам, испытывающим обратимое мартенситное превращение, и характеризуется как спо-собность материала, деформированного в мартенситном состоянии, полностью или частично восстанавливать свою форму в процессе последующего нагрева.

Для конструкционных элементов с па-мятью формы используют никель титановый сплав с температурами мартенсит-ного превращения -80?-150 °С и вос-становления формы -140?-60 °С. Сплав практически полностью восстанавливает заданную деформацию и развивает на-пряжение в условиях противодействия процессу формовосстановления до 200--400 МПа.

Для предупреждения быстрого нагрева деталь устанавливают монтажными кле-щами, губки которых либо изготовляют из материала с большей теплоемкостью, на-пример, меди, либо имеют хлопчатобумаж-ный 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 оче-видны: они сравнительно дешевы и просты в выполнении, обеспечивают хорошее цент-рирование сопрягаемых деталей и могут воспринимать значительные статические и динамические нагрузки. Области примене-ния таких соединений непрерывно расши-ряются.

Недостатки соединений: высокая трудо-емкость сборки при больших натягах; сложность разборки и возможность по-вреждения 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 соедине-ний при переменных нагрузках; отсутст-вие жесткой фиксации деталей.

Расчет соединений и подбор посадки.

Ос-новная задача расчета состоит в опреде-лении потребного натяга и соответствую-щей ему посадки по ГОСТ 25347-82 для передачи заданной сдвигающей на-грузки от вращающего момента или осе-вой силы.

Возможны случаи, когда посадка не мо-жет быть реализована в конструкции по условиям прочности (обычно охватываю-щей детали).

Поэтому при проектировании соедине-ний должны быть обеспечены как требо-вания взаимной неподвижности деталей соединения, так и усло-вия прочности деталей.

Условие неподвижности деталей соеди-нения. Выражает собой математически уравнение равновесия: при передаче внеш-ней нагрузки соединяемые детали должны быть взаимно неподвижны.

Рисунок 23 - Расчётная схема соединения с натягом

Рассмотрим соединение с натягом дета-лей 1 (в соответствии с рисунком 23) и 2 при действии сдвигаю-щей силы, например, осевой F_а. Взаимное смещение деталей в соединении ограниче-но деформациями за счет сил сцепления, которые возникают благодаря контактным напряжениям q от натяга.

Если принять, что отнесенная к площади контакта сила трения ф пропорциональна контактному напряжению q между сопря-женными деталями, то

где f - коэффициент трения.

Условие взаимной неподвижности дета-лей соединения при действии сдвигаю-щей 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 определя-ется номинальными контактными напряжениями и состоянием контактирующих поверхностей. Напряжения зависят от натяга в соединении и условий работы.

Детали соединения будут взаимно не-подвижными, если средние контактные на-пряжения

где k - коэффициент запаса сцепления, учитывающий возможное рассеяние значе-ний коэффициентов трения, погрешности в форме контактирующих поверхностей и изгиб деталей, ослаб-ляющие 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-корро-зии. 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 повы-шения коэффициента трения между деталями. Эффективным оказы-вается осаждение на поверхности вала тон-кого слоя из частиц карбида бора В₄С или карбида кремния SiC. Такой слой повышает коэф-фициент трения в соединении с натягом до 0,7 благодаря эффекту микрозацепле-ния и, как следствие, в несколько раз увеличи-вает 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 внеш-них и внутренних силовых факторов. Для решения задачи следует выразить контакт-ные напряжения через смещения точек деталей.

Условие совместности пере-мещений сопряженных деталей. Предположим, что охватывающая деталь 2 запрессована на охватываемую деталь 1. Тогда в резуль-тате деформации точки поверхностей де-талей 1 и 2 получат радиальные перемещения u₁ и u₂, а радиальный натяг д будет скомпенсирован этими перемеще-ниями, т. е.

где Д = d_В- d_А - диаметральный натяг деталей.

Уравнение отражает геометричес-кую сторону задачи. Для ее решения необходимо выразить смещения в уравне-нии через контактные напряжения.

Связь смещений и контакт-ных 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, показы-вающая перемещение точек контакта в сечении z = с от единичной радиальной силы, приложенной в сечении z=ж; i= 1; 2 - номер детали.

Значения функции л можно получить расчетом.

В предварительном расчете полагают, что контактные напряжения одинаковы во всех точках поверхностей контакта. Это экви-валентно допущению о сопряжении двух цилиндров одинако-вой длины.

Рисунок 25 - Расчётная схема соединения с натягом

Задача о сопряжении с натягом двух толстостенных цилиндров бесконечной длины рассмотрена в сопротивлении ма-териалов. Установлено, что радиальные перемещения точек кон-такта

;

где л₁ и л₂ - коэффициенты радиальной податливости деталей 1 и 2; q_н - номинальное контактное напряже-ние.

Смещение u₁ считают отрицательным, так как оно происходит в направлении, противоположном направлению оси r.

Соотношения отражают физичес-кую сторону задачи. Коэффициенты ра-диальной податливости зависят от ра-диальных размеров и материалов деталей:

где d - посадочный диаметр; Е₁, н₁ и Е₂, н₂ - модуль упругости и коэффициент Пуассона соответственно для охватывае-мой и охватывающей деталей; d₁ - диа-метр отверстия в охватываемой детали; d₂ - наружный диаметр охватывающей детали.

Учитывая равенство, несложно получить:

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

Расчет требуемого натяга. Расчетное значение натяга, обеспечиваю-щее передачу соединением внешней сдви-гающей нагрузки, несложно найти, из соотношений:

Расчетный натяг Д принимают в ка-честве минимального требуемого натяга Д_* (т. e. Д=Д_*) при тепловом способе сборки.

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

Если соединение работает при повы-шенной температуре, то ослабление натяга за счет нагрева учитывают поправкой на температурную деформа-цию:

где б₁ и t₁ соответственно коэффициент линейного расширения и рабочая темпера-тура охватываемой детали; б₂ и t₂ - то же, охватывающей детали.

В соединениях быстровращающихся де-талей также происходит «потеря» натяга

где с - плотность материала; н - коэф-фициент Пуассона материала детали; щ - 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 на-тяга, определяемого условиями нагружения и сборки, используется для подбора минимального натяга посадки (табличного натяга) N_min:

Тип посадки по ГОСТ 25347-82 задает-ся минимальным N_min и максимальным N_mах табличными натягами. Для его назна-чения необходимо установить также наи-большее допустимое значение натяга, определяемое условиями прочности.

Рисунок 26 - Напряжение в поперечном сечении соединения

Расчет макcимального натя-га. Натяг вызывает в соединяемых де-талях радиальные у_r и окружные у_и на-пряжения (в соответствии с рисунком 26).

Напряжения в охватываемой детали (вале)

Напряжения в охватывающей детали (ступице)

где d_* - диаметр сечения, в котором вы-числяют напряжения.

Распределение напряжений в попереч-ном сечении деталей соединения. Наибольшие напряжения воз-никают у внутренней поверхности охваты-вающей детали (d_*=d); здесь

;

Условие отсутствия пластических дефор-маций по теории максимальных касатель-ных напряжений

где - предел текучести материала де-тали.

Практика показала, что небольшие плас-тические деформации в контакте не пони-жают работоспособности соединений, поэ-тому в расчете максимального допусти-мого контактного напряжения принимают , откуда

и соответствующий наибольший расчетный натяг

Наибольший допустимый натяг Д_*max при тепловом способе сборки равен рас-четному, т. е. Д_*max=Д_max, а при механи-ческом - Д_*max = Д_max +u_R.

По условиям прочности Д_*max?N_max, где N_max - максимальный табличный натяг посадки.

Уменьшение внутреннего диаметра охва-тываемой 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 соеди-нений, выполненных механическим спосо-бом, необходимо из табличных значений натяга N_max и N_min вычесть значение u_R

Разность температур, необходимая при тепловом способе сборки (нагрев или ох-лаждение),

где - зазор между деталями при сбор-ке, мкм.

Табличные натяги. Каждой стан-дартной посадке с натягом (ГОСТ 25347- 82) соответствуют определенные значения минимального N_min и максималь-ного N_max натягов - табличные натяги. Для построения таблиц ис-пользуют два метода расчета натягов и в соответствии с ними натяги назы-вают предельными и вероятностными.

Предельные натяги определяются откло-нениями отверстий и валов. При посадке по системе отверстий

где ES и es - верхнее отклонение соот-ветственно отверстия и вала; ei - нижнее отклонение вала.

Полученные таким образом натяги назы-вают вероятностными. При нормальном законе распределения размеров

где N_m - средний натяг; u_р - квантиль нормального распределения; S_N - среднее квадратическое отклонение табличного на-тяга.

Средний натяг определяется средними значениями отклонений

где ; ;

Td и TD - допуски соответственно основного отверстия и вала.

Среднее квадратическое отклонение таб-личного натяга

где

Квантиль нормального распределения u_р принимает следующие значения в за-висимости от вероятности Р неразруше-ния 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