Реферат З’єднання деталей машин
ПЛАН
1. Загальні відомості про зварні з’єднання.
2. Основний тип і елементи зварювальних з’єднань.
3. Розрахунок на міцність зварювальних з’єднань.
4. Допустимі напруги для зварних з’єднань.
5. Рекомендації з конструювання зварних з’єднань.
6. Клеєві з’єднання.
7. Загальні відомості про з’єднання з натягом.
8. Розрахунок на міцність з’єднання з натягом.
9. Рекомендації з конструювання з’єднань з натягом.
10. Загальні відомості про різьбові з’єднання.
11. Геометричні параметри різьби.
12. Основні типи різьб.
13. Способи виготовлення різьб. Конструкційні форми різьбових з’єднань.
14. Стандартні з’єднувальні деталі.
15. Способи штопорення різьбових з’єднань.
16. Силові співвідношення в гвинтовій парі.
17. Момент загвинчування.
18. Самогальмування і ККД гвинтової пари.
19. Класи міцності і матеріали різьбових деталей.
20. Розрахунок різьбових з’єднань на міцність.
1 Загальні відомості про зварні з’єднання
Нерозривними називаються з’єднання, які неможливо розібрати без руйнування чи пошкодження деталі. До них відносяться заклепочні, зварювальні i клейові з’єднання, а також посадки з натягом.
Розривними називають з’єднання, яке можна розбирати i знову збирати без пошкодження деталей. До розривних відносять різьбові, шпоночнi та iншi з’єднання.
Проектування з’єднань – відповідальна робота, тому що руйнування в машинах відбувається переважно в місцях з’єднання.
В натуральному курсi заклепочні з’єднання не розглядаються.
Зварювальнi з’єднання представляють собою основний тип нерозривних з’єднань. Вони утворюються шляхом місцевого нагрiву деталей в зонi їх з’єднання. В сучасному машинобудуванi застосовуються рiзнi види зварки. Найбiльше поширення дістали електричні види, основними з яких є дугова i контактна зварка. Розрізняють три види дугової зварки :
1) автоматична зварка під флюсом. Цей вид зварки високовиробничий i економічний, дає хорошу якiсть шва. Використовується в масовому виготовленi для конструкцій з довгими швами;
2) напівавтоматична зварка під флюсом. Застосовується для конструкцій з короткими переривчастими швами;
3) ручна зварка. Застосовується в тих випадках, коли інші види зварки не рацiональнi. Цей вид зварки мало виробничий. Якiсть шва залежить від кваліфікації зварника.
Для дугової зварки застосовуються електроди з різною обмазкою. Для зварки конструкцiйних сталей рекомендуються електроди Э34, Э42, Э42А, Э46А, Э50, Э50А, Э55 та інші. Число після букви Э означає мінімально гарантiйний бар’єр міцності метала шва в кгс/мм². Буква А означає гарантiйне отримання високих пластичних якостей метала шва.
Контактна зварка застосовується в серiйному i масовому виробництвi для накладних з’єднань тонкого листового металу ( точечна, шовна контактна зварка) або для стикових з’єднань круглого i полосового металу ( стикова зварка ).
В подальшому розглядаються з’єднання, зробленi дуговою зваркою.
Переваги зварювальних з’єднань. 1. Недорога вартість з’єднання дякуючи малiй трудоємкостi зварки i простотi конструкції зварного шва. 2. Порівняно невелика маса конструкції (на 15 .25% менше маси клепаної), так як: а) через вiдсутнiсть дирок під заклепки потрібно менше площi січення зварювальних деталей; б) з’єднання деталей може бути виконане баз накладок; в) вiдсутнi виступаючі масивнi головки заклепок. 3. Герметичнiсть i плотність зєднання. 4. Можливість автоматизації процеса зварки. 5. Можливість зварки товстих профiлiв.
Недоліки. 1. Надійність зварного з’єднання залежить від кваліфікації зварника. Застосування автоматичної зварки ліквідує цей недолік. 2. Короблення деталей через нерiвномiрне нагрівання в процесi зварки. 3. Недостатня надійність значних вiбрацiйних i ударних нагрузках. По мiрi досконалості зварки цей недостаток проявляється в меншій степені.
Застосування. И сучасному машинобудуванi, будуванi та в інших галузях промисловості зварні з’єднання витiснили заклепочні, за виключеням особливих випадків. Зварку широко застосовують для отримання заготовок деталей з прокату в мало серійному i одиночному виробництвi i в ремонтнiй роботi. Зварними виконують рами, корпуса редукторiв, шківи, зубчастi колеса, колiнчастi вали, корпуса кораблiв, залiзнодорожнi вагони, трубопроводи та інші. В масовому виробництві використовують штампозварювальнi деталі, отримані дуговою автоматичною чи контактною зваркою.
2. Основний тип i елементи зварювальних зєднань
В залежності від взаємного розположення з’єднувальних елементiв застосовують наступнi типи зварних з’єднань.
Стикове з’єднання. Простi i найбiльш надiйнi з всіх зварних з’єднань, їх рекомендують в конструкціях з вiбрацiйними нагрузками.
Випуклість стикового шва збiльшує концентрацію напруги, через це в важливих з’єднанях її ліквідують механічним способом.
Накладнi з’єднання виконують кутними швамис різної форми січення:
А) нормальнi профіль який собою представляє рівнобедрений трикутник;
Б) вигнутi застосовуються в особливо відповідальних конструкціях при перемiних нагрузках, так як вигнутiсть забезпечує плавний перехід шва в основний метал деталi, дякуючи цьому знижується концентрація напруги. Вигнутий шов збiльшує вартість з’єднання, так як потребує наступної механічної обробки для отримання вигнутостi;
В) випуклі нераціональні, так як викликають по вишину концентрацію напруги;
Г) спецiальнi профіль яких представляє собою нерiвнобедрений прямокутний трикутник, застосовують при змінних навантаженнях, так як значно знижують концентрацію напруг.
За катет шва k приймають катет вписаного в січення шва рівнобедреного трикутника. В бiльшостi випадків значення k приймають рiвним товщинi δ зварювальних деталей, але не менше 3 мм.
В залежності від розміщення кутнi шви бувають:
А) лобові, розміщення перпендикулярно лінії дії сили F;
Б) флангові, розміщені паралельно лінії дії сили F;
В) комбіновані, складенi з лобових i флангових швiв.
В накладних з’єднанях виникає вигинаючий момент M=Fδ від нецентральної дії розтягуючи чи зжимаючих сил, що являються недостатком цих з’єднань.
Таврові з’єднання. Зварні елементи розмiщуються в взаємо перпендикулярних плоскостях. З’єднання можуть виконуватися кутовими чи стиковими швами.
3. Розрахунок на міцність зварювальних з’єднань
Основним критерієм працездатності швiв зварних з’єднань є міцність. Розрахунок на міцність базується на припущенi, що напруга в шві роз приділяються рiвномiрно як по довженi так i посiченю.
Стиковi з’єднання. Розрахунок швiв виконують на розтяг чи зжим по сiченю з’єднувальних деталь не враховуючи потовщення шва. Завдання міцності шва на розтяг.
sср=F/A=F/diш *[s]p,
F- ростягуюча сила;
Δ –товщина шва (рівняється товщинi деталi);
Lш –довжина шва;
[s]p і sср- розраховане i допустима напруга на розтяг для шва.
Накладнi з’єднання кутними швами. Розрахунок кутних швiв виконують на зрiз по небезпечному сiченю I-I, спiвпадаючи з бісектрисою прямого кута. Розрахована висота небезпечного січення дорівнює K sin 450≈ 0.7K.
Правила надійності шва на зрiз при дії розтягуючи чи зжимаючих сил.
i ср=F/A=F/0,7kiш*[i]ср
i ср і [i]ср - розраховане i допустиме напруга зрiзу для шва (табл. 1.1);
iш - розрахована довжина шва. В з’єднані з лобовими швами lш = 2lл, фланговими швами lш =2lфл. В комбiнованому зварному шві lш рiвно сумi довжинi всiх лобових i флангових швiв.
4. Допустимi напруги для зварних зєднань
Температурнi деформацiї при зварцi створюють остаточні напруги в зонi шва. Ці напруги незначнi , якщо зварювальнi метали володiють хорошою пластичністю. До таких металiв вiдносяться низько i середньо вуглеводні сталi . Зварка легiрованих сталей в деякiй мiрi тяжка через схильність до закалки біля шва. Допустимi напруги для зварних з’єднань вибирають по табл.
При перемiнiй нагрузцi допустимi напруги, полученi по табл. 1, знижують множеням на коефіцієнт γ:
g=
Таблиця 1.1. Допустимi напруги для зварних з’єднань деталей з низько- i середньовуглеродних сталей при статичнiй нагрузцi
| Вид деформацiї i напруги | Автоматична i напiвавтоматична зварка під флюсом | Ручно дугова зварка електродами | |
| Э50А, Э42А | Э50, Э42 | ||
| Розтяг [s]p | [s]p | [s]p | 0,9[s]p |
| Стиск [s]сж | [s]p | [s]p | [s]p |
| Зріз [i]ср | 0,65[s]p | 0,65[s]p | 0,6[s]p |
Де R- коефіцієнт асиметрiї цикла;
Кs - ефективний коефіцієнт напруг.
Для кутових лобових швiв:при ручнiй зварцi Кơ=2.3 .3.2; при автоматичнiй Кơ=1.7 .2.4.
Для фланговiх швiв Кơ=3.5 .4.5.
Для стикових швiв при ручнiй зварцi вуглеводистих сталей Кơ=1.2.
В знаменику формули (1.3) верхнi знаки принiмають , коли коли середня напруга цикла ơm≥0, нижні – коли ơm<0.
5. Рекомендацiї по конструюванi зварних зєднань
1. Через дефекти зварки на кінцях шва приймають мінімальну довжину шва не менше 30 мм.
2. В накладних з’єднанях довжину перекриття приймають не менше велечени 4δ, де δ- мінімальна товщина зварювальних деталей.
3. Довжина лобових швiв lл не обмежується.
Довжина флангових швiв обмежується так як з збiльшеням їх довжини збільшується нерiвномiрнiсть розподiлення напруги по довженi шва; lфл≤50К .
4. Зварні шви розміщують так, щоб вони в з’єднані були напружені рiвномiрно. При конструюванi з’єднань кутiв з косинками довжина флангових швiв принiмають за рівність:
L1фл Z0=L2фл (b-z0).
Де L1фл +L2фл =Lфл – сумарну довжина флангових швiв.
Відповідно, довжина флангового шва у пера кутника
L2фл =Lфл z0/b.
5. В конструкціях, під дією вiбрацiйних знакозмінних навантажень, накладнi з’єднання не рекомендуються, так як вони створюють значну концентрацію напруги. По цiй же причинi не дозволяється застосовувати всi можливі «пiдсилюючi» накладки та інші елементи.
Наприклад 1.1. Розрахувати зварні з’єднання одно дискового зубчастого колеса, передаючого обертаючий момент Т=30 кНм. Внутрiшнiй діаметр диска d1=210 мм, зовнiшнiй d2=500 мм. Матеріал обода, ступицi i диска – сталь Ст3. Роз приділення нагрузки по зварному шву нерiвномiрне – циклічне , з коефiцiєнтом асиметрiї цикла R=0.3. Зварка ручна, дугова електродом Э50А. Шов двохсторонiй (l = 2).
Рішення. 1. Для флангових швiв приймаєм ефективний коефіцієнт концентрації напруг Кơ=4. При R=ơmin/ơmax=0.3 середня напруга цикла ơm>0.
Допустима напруга зрiзу для кутових швiв при перемiному навантаженi по табл. 1:
[i]cp=g0,65[s]p,
де по формулі
2. Навколишні сили на внутрiшньому i зовнiшньому дiаметрi диска:
3. Внутрішні i зовнішні пераметри диска (довжина флангових швiв):
4. Висота катета по внутрiшньому перемитру диска
приймаємо к1=6мм.
5. Висота катета по зовнішньому перемитру диска.
Так як F11>F12 i l1фл<l2фл, то бiлье напружений шов по внутрiшньому перемитру диска. Для нього висота катета К2=6мм. По зовнiшньому перемитру диска приймаєм К2=К1=6мм. Суцільний шов мiняєм переривчастим – шість участкiв довжиною l=10К2=60 мм кожний.
Розрахунок напруги зрiза цього шва
Міцність шва забезпечується.
6.Клеєві зєднання
Клеєві з’єднання примінять для метала i неметалевих матерiалiв. Переваги – можливість з’єднання різнорідних матерiалiв, герметичнiсть, стiйкiсть проти корозії, можливість з’єднання дуже тонких листових деталей, мала концентрація напруги. Недоліки – порівняно невисока міцність, низька теплостiйкiсть.
На міцність клеєві з’єднання впливає характер навантажень, конструкція з’єднання, марка клею, технологія склеювання i час (з часом міцність деяких клеїв зменшується). Для склеювання рiзних матерiалiв застосовують велику кiлькiсть марок клею, вiдрiзняються фiзико – механічними i технологічними властивостями (клей БФ, ВК – 1, ВК – 2, МПФ – 1, та інші). Найбiльшого примiнення в машинобудiвництвi отримали накладнi клеєві з’єднання, працюючі на здвиг.
Перед склеюванням з’єднуючі поверхнi обробляють наждачною шкуркою, так як ширшава збiльшує поверхнiсть склеювання. Товщина слою клею повинна бути 0.05 .0.15мм.
Розрахунок на міцність клеєних з’єднань виготовляють на здвиг методами опору матерiалiв. Для з’єднання, отриманих клеями основних марок, приймають допустиму напругу на здвиг [ τ]c=10…15 H/мм2.
7. Загальні вiдомостi про з’єднання з натягом
З’єднання з натягом здійснюється пiдбором вiдповiдних посадок, в яких натяг створюється необхiдною різністю посадочних розмiрiв насаджуваних одна на одну деталей. Взаємна нерухомість з’єднуючих деталей забезпечується силами тертя, виникаючими на поверхні контакту деталей. Збільшенню коефіцієнта тертя сприяє мікро нерiвностям на з’єднаних поверхнях.
З з’єднань деталей з натягом найбiльше поширення отримали циліндричні з’єднання, в яких одна деталь обхвачується другою по циліндричній поверхні.
Характерними прикладами деталей, з’єднаних посадкою з натягом, є: вiнця зубчастих i черв’ячних коліс, підшипники кочення, ротори електродвигунiв i т. д.
З’єднання деталей з натягом умовно вiдносяться до нерозривних з’єднань, але циліндричні з’єднання, особливо при закалених поверхностях, допускають розбору (розпресовку) i нову зборку (запресовку) деталей.
Циліндричні з’єднання по методу зборки розподіляють на з’єднання, збірні запресуванням. Міцність з’єднання деталей, зібраних з нагрiвом або охолодженям, вище міцності з’єднань запре совки (приблизно в 2.5 рази).
Запресовку деталей проводять на гідравлічних, винтових i ричажних пресах. Для зменшення пошкоджень стикуючi поверхнi змащують рослиним маслом. Швидкість запресування не більше 5 мм/с.
Для з’єднання з допомогою грiття температура грiття деталi повина бути нища температури низького вiдпуску. Для сталей допустима температура грiття [t]=230…240 0C, для бронз [t]=150…200 0C . В залежності від потрібної температури обхвачену деталь нагрівають в водi (до 100 0С), в маслi (до 130 0С), в електричнiй чи газовiй печі.
Обхвачену деталь охолоджують сухим льодом (температура випаровування – 80 0С) або рiдким повітрям (температура випаровування – 190 0С). Застосування рiдкого повітря потребує норм дотримання безпеки, при цьому деталi повинi бути обезжирені.
Переваги з’єднань з натягом. 1. Простота конструкції i хороше базування з’єднуючих деталей. 2. Велика навантажувальна здатність.
Недоліки. 1. Трудність при збиранні i особливо при розбиранні. 2. Росiювання міцності у зв’язку з коливаннями дійсних посадкових розмiрiв в нормi допустимих.
З’єднання деталей з натягом широко застосовуються при великих динамічних навантаження i вiдсутностi необхідності в частому збирані i розбиранi. Останнім часом посадки з натягом застосовують у з’єднані з валом зубчастих i черв’ячних коліс замість шпонкових з’єднань.
8. Розрахунок на міцність з’єднання з натягом
Міцність з’єднання забезпечується натягом, який утворюється у вибранiй посадцi. Значення натягу визначаєтьчся потребним контактним тиском pm на посадковiй поверхнi з’єднуючих деталей. Цей тиск повинен бути таким, щоби сила тертя, виникаюча на посадковiй поверхнi з’єднання, виявилось більшим зовнішніх здвигаючи сил.
Контактний тиск в напрямку довжини деталей змінюється по закону кривої. Концентрація тиску біля країв отвору визвано витiсненям зжатого матерiала від середини в обидві сторони. Біля торцiв вони більше середніх тисків в 2 .3.5 рази.
Розрахунок на міцність деталей з’єднання базується на припущенi, що контактнi тиски роз приділяються рiвномiрно по поверхні контакту.
Взаємна нерухомість деталей з’єднання з натягом забезпечується дотриманям правил:
1. При навантаженні з’єднань осьовою силою F
KF≤ πdlpm f, звідки
Де pm – середнє контактний тиск; К= 2 .4.5 – коефіцієнт запасу зачеплення для попередження контактної корозії (зношення посадкових поверхонь внаслiдок їх мікро ковзані при дії змiних навантажень, особливо в перiод пуску i зупинки) ;d,l – діаметр i довжина посадкової поверхностi; f – коефіцієнт зачеплення (тертя).
Для стальних i чувунних деталей при складаннi запресування f – 0.07; при температурному складаннi f=0.14. якщо одна iз деталей стальна або чугунка, а друга бронзова чи латунна, то при складаннi запре совкою f=0.05; при температурi складання f=0.07.
2. При навантаженні з’єднання обертовий момент Т
КТ=(πdlpm d/2) f ,звідки
3. При навантаженні з’єднання одночасно осьовою силою F i обертовим моментом Т
, звідки
Деформацiя ∆ деталей з’єднання, рiвна за значенням розрахованому натягу, зв’язана з контактним тиском pm залежністю Лянди, виведеною в курсi опору матерiалiв для розрахунку товстостінних цилiндрiв:
, звідки 
і 
Тут d – посадковий діаметр; d1 – діаметр отвору обхваченої деталi ( для суцільного Валуа d1=0); d2 – зовнiшнiй діаметр обхвачуючої деталi;
Е1 i Е2 – модуль пружності матерiалiв обхваченої i обхвачуючої деталей (для сталей Е=2.1*105 Н/мм2; для чавуну Е=105 Н/мм2; для бронзи Е=0.9* 105 Н/мм2);
μ1 i μ2 – коефіцієнти Пуассона матерiалiв обхваченої i обхвачуючої деталей (для сталей μ= 0.3 ; для чавуну μ= 0.25; для бронзи μ= 0.35).
При складанi з’єднання мікро нерівності посадкових поверхностей частково зрізають i згладжуються для компенсації цього в розрахунок вводять поправку и, представляючи собою пом’ятi мікро нерівності:
|
и=5.5(Ra1+Ra2), |
Де Ra1 i Ra2 – середнє арифметичне відхилення профiлю мікро нерівностей посадкових поверхонь . Найбiльш поширене значення Ra для поверхонь деталей, з’єднаних з натягом: 2.0; 1.6; 1.25; 0.80; 0.63; 0.40 мкм. *
Якщо з’єднання з натягом було нагрiте в процесi роботи i зібране з деталей ризних матерiалiв (наприклад, з’єднання бронзового зубчастого вала черв’ячного колеса з чувунним або стальним центром ), то внаслiдок температурних деформацiй деталей вiдбувається ослаблення натягу з’єднання. Для компенсації цього в розрахунок вводять поправку на температурну деформацiю:
| Δt=d [(t2-20) α2-(t1-20) α1], |
Мінімальний потрібний натяг з’єднання, необхiдної для сприйняття та передачi зовнішніх навантажень:
|
[N]min≥Δ+и+Δt. |
Небезпечним елементом з’єднання, як правило, являється обхвачуючи деталь.
Максимально допустимий натяг з’єднання гарантуючий міцність обхвачуючої деталi,
|
[N]max≤[Δ]max+и, |
де [Δ]max – максимальна деформацiя з’єднання, допустима міцністю обхвачуючої деталi.
|
[Δ]max=[pm]max Δ/pm. |
Тут [pm]max – максимальний контактний тиск, допустимий міцність обхвачуючої деталi. За гіпотезою найбiльших торкаючи напруг
|
[pm]max=0.5ơт2[1-(d/d2)2], |
де ơт2 – потолок плавлення матерiалу обхвачуючої деталi.
За значенням мінімального [N]min i максимального [N]max натягів підбирають стандартну посадку, в якої найменьший натяг [N]min > [N]max , а найбiльший натяг [N]min ≤ [N]max.
Значення натягів [N]min i [N]max вибраної посадки підраховують з розрахунком розсіювання розмiрiв отвору и вала за формулами:
а) допуски розмiрiв:
отвiр ТD=ES-EI;
вала Тd=es-ei
де ES i EI – верхнi i нижні відхилення розмiру отвору;
es i ei – верхнi i нижні відхилення вала;
б) середнє відхилення розмiрiв:
отвiр Еm=0.5( ES+EI);
вала еm=0.5( es+ei);
в) середнiй натяг посадки
Nm=em-Em;
г) розсіювання натягу
Т Σ=√Т2d+T2D
д) найбiльший i найменьший ймовірні натяги вибраної посадки:
Nmin=Nm-0.5TΣ
Nmax=Nm+0.5TΣ
Для з’єднань з натягом застосовують посадки Н7/р6, Н7/r6, H7/s6, H7/t6, H7/u7 та інші.
При складанi з’єднання запресування сила запресування
Fn=πdlpm max fn ,
де pm max=(Nmax-u) pm/Δ – тиск від найбiльшого натягу Nmax вибраної посадки;
fn – коефіцієнт тертя при запре совці.
Мета ріал деталей з’єднання fn
Сталь – сталь 0.20
Сталь – чавун 0.14
Сталь – бронза, латунь .0.10
Чавун – бронза, латунь .0.08
При складанi з’єднань з використанням температурного деформування визначають:
температуру грiття обхвачуючої деталi
або температуру охолодження обхваченої деталi
де t – 0С; d, Nmax-мм; а-температурний коефіцієнт лінійного розширення матерiала нагрiтої чи охолодженої деталi,0С-1; zcб – додатковий зазор для полегшення складання, мм. Приймають:
d, мм 30 .80 80 .180 180 .400
zcб, мкм .10 15 20
Конічні з’єднання порівняно з циліндричними забезпечують можливість більшого числа повторних складань. Конуснiсть приймають 1/10 .1/50; вiдношення довжини до дiаметру l/d=1.0 …1.5. Ці з’єднання рахують перспективними. Розрахунки їх аналогічні розрахункам циліндричним з’єднаням.
Пiдбiр посадок з натягом ведуть в послідовності, викладення рiшенi приклада.
Приклад. Пiдiбрати посадку з натягом зубчастого вiнця черв’ячного колеса. З’єднання навантажене обертаючим моментом Т=72 Нм i осьовою силою F=160 H. Матеріал вiнця – бронза БрОФ10-1 (відливка в землю) з ơт2=140 Н/мм2. Матеріал центра колеса – сталь 40Л. Діаметр впадин зубiв вiнця колеса (зовнiшнiй діаметр обхвачуючої деталi ) d2=258мм. Діаметр i довжина посадкової поверхностi відповідно: d=240мм, l=40мм. Діаметр вала d1=45 мм. При роботi передачi зубчастий вінець може нагріватись до температури t2=60 0C, а центр колеса - до температури t1=50 0C. Складання здійснюється грiтям зубчастого вiнця.
Рішення. 1. Розрахованi коефіцієнти. Для сталi: Е1=2.1*105 Н/мм2, μ1=0.3; α1=12*10-6 0С-1. Для бронзи; E2=0.9*105 H/мм2; , μ2 =0.35; α2 =19*10-6 0C-1. Коефіцієнт зачеплення f=0.07; коефіцієнт запаса зачеплення К=3.
2. Середнiй контактний тиск в з’єднані по формулi
3. Деформацiя деталей з’єднання по формулi
4. Виготовлення посадкових поверхностей зубчастого вiнця i центра колеса назначаєм з середніми арифметичними вiдхиленями профiля мікро нерівностей Ra1=Ra2=1. мкм.
Поправка на обминання мікротрiщен по формулi
и=5.5 ( Ra1+Ra2)=5.5(1.6+1.6) мкм=17мкм.
5. Поправка на температурну деформацiю по формулi
Δt=d[(t2-20) α2-(t1-20 )α1]=240[(60-20)19*10-6-(50-20)12*10-6]мм=96мкм.
6. Мінімальний потрібний натяг з’єднання по формулi:
[N]min≥∆+u+∆t=33+17+96 мкм=146 мкм.
7. Максимальний контактний тиск, допустимий міцністю зубчастого вiнця, по формулi
[pm]max=0.5ơт2[1-(d/d2)2]=0.5*140[1-(240/258)2] H/мм2.
Максимальна деформацiя з’єднання, допустима міцністю зубчастого вiнця, по формулi
[Δ]max=[pm]max Δ/pm =9.4*33/0.08 мкм=355 мкм.
Максимальний допустимий натяг з’єднання з умови міцності зубчастого вiнця по формулi
[N]max≤[∆]max+u =355+17 мкм=372мкм.
8. Для отриманих значень [N]min =146 мкм i[N]max =372 мкм пiдбираєм посадку ø 240 Н7 /и7, для якої діаметр отвору вiнця ø 240+0.046, зовнiшнiй діаметр центра колеса ø 240
.
Вибрана посадка получаєм :
найменьший ймовірний натяг [N]min =251 мкм;
найбiльший ймовірний натяг [N]max =317 мкм.
Умова N min > [N]min i Nmax< [N]max виконуються
9. Температура грiття зубчастого вiнця по формулi
що нище температури низького відпущення (див. § 2.1). Тут zсб прийнятий рiвним 20 мкм.
9. Рекомендацiї по конструюванi зєднань з натягом
1.Для полегшення установки під прес i для запобігання утвореню заосенцiй з’єднуючі деталi повинi мати пройомни фаски, висота яких е=0.01d=2 мм, де d – номiнальний посадковий розмiр.
При наявності вільного мiстя на валi рекомендується виконувати центруючий участок з вільною посадкою Н7/е9.
2.Для підвищення сталої міцності на валi під ступицею переважно номінальний посадковий діаметр збільшують на 5% з застусуванням плавних переходив – галтелей.
Для тої ж мети можуть бути застосовані обкатка роликами, цементація або поверхнева закалка, азотування ,а також розгрузочнi канавки на валах в ступицях або на торцях ступиць, вкорочення посадкової частини вала.
10. Загальнi відомості про різьбові з’єднання
Різьбові з’єднання є найбiльш поширеними розбiрними з’єднанями. Їх утворюють болти, гвинти, шпильки, гайки та інші деталi, забезпечені рiзьбою. Основним елементом різьбового з’єднання є рiзьба, яка отримується шляхом нарiзаням або накатки на поверхні деталей канавок по винтовiй лінії. Винтову лінію утворює гіпотенуза прямокутного трикутника при накрученi на прямий круговий циліндр. Якщо плоску фiгуру (трикутник, трапеція i т.д.) перемiщувати по винтовiй лінії так, щоб її плоскість при русі завжди проходила через вісь винта, то ця фігура утворить рiзьбу вiдповiдну до профiля.
Класифікація рiзьб. В залежності від форми поверхностi, на якiй утворюється, розрізняють циліндричнi i конічні рiзьби.
В залежності від форми профiля рiзьби подiляються на п’ять основних типiв:
1. трикутнi,
2. упорнi,
3. трапецiодальнi,
4. прямокутнi,
5. круглi.
В залежності від направлення винтової лінії рiзьби бувають правi i ліві. У правої рiзьби винтова лiнiя піднімається з лiва верх на право. Лiва рiзьба має границю примiнення.
В залежності від числа заходiв рiзьби подiляються на одно західні, багато західні. Багато західні рiзьби отримуються при переміщені по винтовим лiнiям декілька рядiв розміщених профiлiв. Захiд рiзьби легко опридiлити з торця винта по числу збігаючи виткiв.
В залежності від призначення рiзьби дiляться на закрiплюючi, закріплючо – уплотняючi i для передачi руху.
Закрiплюючi рiзьби застосовують в різьбових з’єднанях; вони мають трикутний профіль, який характеризується: великим тертям, застереженям рiзьби від само вiдкручення; висока міцність; технологічністю.
Закріплюючи – уплотняючі рiзьби застосовують в з’єднанях, потребуючих герметичнiсть. Ці рiзьби також виконують трикутний профіль, але без радіальних зазорiв. Як правило, всi закрiплюючi різьбові деталi мають одно західну рiзьбу.
Різьби для передачi руху застосовуються в винтових механiзмах i мають трапецiдальний (рідше прямокутний) профіль, який характеризується меншим тертям.
Переваги. 1. Висока опірна здатність i надійність. 2. Наявнiсть великої номенклатури різьбових деталей для рiзних умов роботи.3. Зручність зборки i розбори.4. Мала вартість, обумовлена стандартизацією i високовиробничими процесами виробництва.
Недоліки. Головним недолiком різьбових зєднань є наявнiсть великої кiлькостi концентраторiв напруг на поверхностях різьбових деталей, якi знижують їх опiр ослабленості при перемiних напругах.
11. Геометричні параметри різьби
Основними геометричними параметрами циліндричної рiзьби є:
d – зовнiшнiй діаметр – номінальний діаметр рiзьби;
d1 – внутрішній діаметр рiзьби гайки;
d2 – середнiй діаметр рiзьби, тобто діаметр уявного циліндра, на якому товщина витка рiвна ширинi впадини;
p – крок рiзьби, тобто вiдстань мiж одноiменими сторонами двох сусідніх виткiв в осьовому напрямку;
ph – крок рiзьби, тобто вiдстань мiж одноiменими сторонами одного i того витка в осьовому напрямку: для одно західної рiзьби ph=p; для багато західних рiзьб ph=zp, де z –число заходiв;
α – кут профiлю рiзьби;
Ψ- кут пiдйому рiзьби, тобто кут, утворений винтовою лінією по середньому дiаметру рiзьби i площиною, перпендикулярної осi винта:
З формули випливає, що кут Ψ виростає з збiльшенням прохідності рiзьби.
12. Основнi типи рiзьб
Метрична рiзьба. Це найбiльш поширена з закрiплювальних рiзьб. Мають профіль у виглядi рівностороннього трикутника, вiдповiлно, α=600. Вершини виткiв i впадини притупляються по прямiй або дузі, що зменшує концентрацію напруг, застерігає рiзьбу від пошкоджень, а також влаштовує по нормам з техніки безпеки. Радіальний зазор в рiзьбi робить її негерметичною. Матричні рiзьби робляться з рiзьб з великим i мілким кроком. Виготовляють по стандарту.
В якостi основної закрiплювальної застосовують рiзьбу з великим кроком, так як вiн менш чутливий до зношування i неточностям виготовлення. Рiзьби з малим кроком розрiзняються мiж собою коефiцiєнтом обмiлення, та інші відношення великого відповідно малому кроку. Рiзьби з малим кроком менш ослабляють деталь i характеризуються повишеним самоторможеням, так як при малому кроцi кут пiдйому винтової лінії Ψ. Мілкі рiзьби застосовуються в різьбових з’єднанях, якi пiдаються змiним i знако змiним навантаженям, а також в тонкостiних деталях.
Таблиця Рiзьба метрична
Розмiри, мм
| Номінальний діаметр рiзьби | Різьба з великим кроком | Рiзьба з мілким кроком | ||
| крок рiзьби р | середнiй діаметр d2 | крок рiзьби р | середнiй діаметр d2 | |
| 10 | 1.5 | 9.026 | 1.25 | 9.188 |
| 12 | 1.75 | 10.863 | 1.25 | 11.188 |
| 16 | 2 | 14.701 | 1.5 | 15.026 |
| 20 | 2.5 | 18.376 | 1.5 | 19.026 |
| 24 | 3 | 22.051 | 2 | 22.701 |
Дюймова рiзьба. Має профіль у виглядi рівнобедреного трикутника з кутом при вершинi α=550. Застосовуються тільки при ремонтi деталей iмпортних машин.
Трубна рiзьба. Трубна циліндрична рiзьба є мілкою дюймовою рiзьбою, але з закругленими виступами i впадинами. Відсутнiсть радіальних зазорiв робить різьбове зєднання герметичним. Застосовується для зєднання труб. Виготовляють по стандарту.
Високу платність дає трубна конічна рiзьба.
Трапецидальна рiзьба. це основна рiзьба в передачi винт – гайка (див. нище). Її профіль – рiвнобiчна трапеція з кутом α=300. Характеризується невеликими втратами на тертi, технологічна. К.п.д. више, чим для рiзьб з трикутним профілем. Застосовуються для передачi реверсивного руху під навантаженям (ходові винти станкiв).
Таблиця Рiзьба трапецидальна
Розмiри, мм
| Зовнiшнiй дiаметр | Крок різьби | Середній діаметр d2 | Внутрішній діаметр d1 |
| 40 | 3 | 38,5 | 36,5 |
| 6 | 37 | 33 | |
| 10 | 35 | 29 | |
| 50 | 3 | 48,5 | 46,5 |
| 8 | 46 | 41 | |
| 12 | 44 | 37 |
Упорна різьба. Має профіль у вигляді нерівнобічної трапеції під кутом 270. Для можливості виготовлення різьби фрезеруванням робоча сторона профілю має кут нахилу 30. Вище чим у трапецеїдальної різьби. Закруглення впадин підвищує опір зношенню гвинта. Використовується в передачі гвинт – гайка при великих односторонніх осьових навантаженнях. Виготовляється по стандарту.
Прямокутна різьба. Профіль різьби – квадрат. При зношуванні виникають осьові зазори, які важко усунути. Не стандартизована. Використовується обмежено в мало навантажувальних передачах гвинт – гайка.
Кругла різьба. Профіль різьби складається з дуг, спряжені які прямими лініями. Кут профілю a=300. Різьба характеризуються високою динамічною міцністю. Виготовляється по стандарту. Використовується лише при тяжких умовах експлуатації в забрудненому середовищі. Технологічна при виготовленні виливанням, накаткою і видавлюванням на тонкостінних виробах.
13. Способи виготовлення різьб. Конструкційні форми різьбових з’єднань.
Способи виготовлення різьб. Існує два основних способи виготовлення різьб: нарізанням і накатуванням. Нарізні різьби виготовляються різцями, гребінками, плашками, мітчиками, різьбовими головками, фрезами.
Накатування різьб здійснюється гребінками або роликами на різьбонакатних автоматах шляхом пластичної деформації заготовки. Цей спосіб широковиготовляючий, використовується в масовому виробництві при виготовленні стандартних з’єднувальних деталей. При накатці різьби виникає профіль з добрим розміщенням волокон, в результаті межа міцності на 40 .90% в порівнянні з нарізною різьбою.
Конструкційні форми різьбових з’єднань. Основними різьбовими з’єднаннями є з’єднання болтами, гвинтами і шпильками.
Болтові з’єднання найбільш просі і дешеві, так як не потрібно нарізати різьбу в з’єднуючих деталях. Використовують для кріплення деталей, матеріали яких не забезпечують достатньої міцності системі.
З’єднання гвинтами використовують для кріплення деталей. В відмінності від болта гвинт вкручується в різьбовий отвір деталі, гайка відсутня.
З’єднання шпильками використовується тоді, коли за умовами праці потрібно часто розбирати з’єднання деталей. Використання гвинтів в даному випадку привело до передчасного зношення різьби деталі при багаторазовому закрученні і відкрученні. Шпильку вгвинчують в деталь з допомогою гайки, або з допомогою шпильковерта.
Для зручності закручення і відкручення гайок і гвинтів, відстань між ними повинно бути не менше величини 5d при користуванні накладними ключами, і не менше 3d при користуванні торцевими ключами, де d – діаметр різьби.
14. Стандартні з’єднувальні деталі
Стандартами передбачені різні геометричні форми і розміри болтів, гвинтів, шпильок, гайок і шайб.
Болти і з’єднувальні гвинти. Розрізняють наступні основні типи болтів і гвинтів.
В залежності від форми головки болти і гвинти бувають з шестигранними, півкруглими, циліндричними, потайними і іншими головками. Форму головки вибирають в залежності від необхідної сили затяжки, простір для повороту ключа, зовнішнього вигляду.
Болти і гвинти з шестигранними головками використовують частіше других, так як вони допускають велику силу затяжки і потребує невеликого повороту ключа (1/6 обороту) до перехвату.
В залежності від форми стержня болти і гвинти бувають: з нормальним стержнем, з підголовком, з потовщеним точно обробленим стержнем для постановки без зазору в розвернутий отвір, з стержнем зменшеного діаметру нарізаної частини для підвищення пружної витримки при перемінних навантаженнях.
В залежності від точності виготовлення болти і гвинти бувають нормальної і підвищеної точності.
В залежності від призначення болти і гвинти бувають загального призначення, установчі і призначені.
Установчі гвинти використовуються для фіксації положення деталей. По формі головки вони розділяються на велике число типів.
До спеціальних болтів відносяться болти конусні для отвору з під розвертки, грузові гвинти – болти і багато інших.
Шпильки. Виготовляються без канавки і з канавкою. В залежності від матеріалу деталі глибина завинчування шпильок в гніздо різна. Для чавунних деталей використовують шпильки з глибиною завинчування 
(тип. І), для стальних 
(тип. ІІ).
При перемінних навантаженнях міцність шпильок вище, ніж болтів.
Гайки. Розрізняють гайки декількох основних типів.
В залежності від форми гайки бувають шестигранні, круглі, гайки барашки і ін. Найбільш поширені шестигранні гайки.
В залежності від висоти шестигранні гайки бувають: нормальні, високі, низькі. Високі гайки використовують при багаторазових розборах і зборках для зменшення зношення різьби і зминання граней гайки ключем. Прорізні і корончасті гайки також виконують високими.
В залежності від точності виготовлення шестигранні гайки аналогічно болтам нормальної і повишеної точності.
Шайби. Шайби підкладають під гайки; вони служать для попередження деталей від задирів і збільшення опорної поверхні. Шайби бувають: точні і штамповані. Є велика група стандартних штопорних шайб, які використовують для попередження різьбових з’єднань від самовідвинчування.
15. Способи штопорення різьбових з’єднань
Всі з’єднувальні різьби задовольняють умову самостійного гальмування, так як їх кут підняття різьби 
значно менше кута тертя 
. Але практика експлуатації машин показала, що при перемінних навантаженнях, вібраціях і ін. відбувається само відкручення гайок і гвинтів. Існують різноманітні засоби штопорення різьбових з’єднань, які основані на наступних основних принципах:
1. Додатковим тертям в різьбі з допомогою контргайок, пружних шайб і ін. В даний час контргайки використовуються дуже рідко через подвійної витрати гайок і недостатньої надійності штопорення.
Пружні шайби являють собою один виток 1 циліндричної гвинтової пружини з квадратним січенням і загостреними краями. Внаслідок великої пружності вони витримують натяг в різьбі. Гострі краї шайби, вирізаючись в торці гайки і деталі, не допускають само відкрученню гайки.
2. Фіксуючими деталями, тобто шплінтами дротом різними штопорними шайбами з лапками, які відгинають після загвинчування гайок або гвинтів. Подібні пристрої широко використовуються завдяки надійності, низької собівартості, зручності зборки і розбори вузлів.
3. Приваркою або пластичним деформуванням: розклепуванням накернюванням . Використовуються, коли з’єднання не потребують розбори.
4. За допомогою паст, лаків і клеїв.
16. Силові співвідношення в гвинтовій парі
Розглянемо сили, що виникають в гвинтовій парі з прямокутною різьбою. Гайка навантажена осьовою силою F і рівномірно обертаючись під дією кругової сили Ft прикладеної по дотичній до окружності середнього діаметру d2 різьби, переміщується в верх. Розвернемо виток різьби в нахилену площину, а всю гайку візьмемо в вигляді повзуна. При рівномірному переміщенні по нахиленій площині повзун знаходиться в стані рівноваги під дією системи сил F, Ft, N і Rf, з яких N – нормальна реакція нахиленої площини, 
– сила тертя.
Сила тертя Rf відхиляє силу N на кут тертя j, утворюючи силу R. Із схеми сил виходить, що
Ft=Ftg(
)
Отримана залежність між F і Ft справедлива тільки для прямокутної різьби, коли =arctg f. В трикутній і трапецивидній різьбах є підвищене тертя в результаті клінчатої форми витків різьби. Зв’язок між силами тертя в прямокутній і гострокутній різьбах легко отримати, якщо припустити, що витки різьби перпендикулярні осі гвинта, тобто 
.
Згідно малюнку сили в прямокутній різьбі Rf=fN, але при нормальна реакція N=F в результаті, Rf=fF.
Для трикутної різьби також Rf=fF, де 
, 
– кут нахилу робочої грані витка.
При .складова нормальної реакції 
,отже
де 
–приведений коефіцієнт тертя.
Приведений кут тертя
.
Таким чином для визначення кругової сили Ft в гвинтовій парі з трикутною або трапецивидною різьбою в формулу необхідно підставити замість дійсного приведений кут тертя
,
де – кут підйому різьби.
17. Момент загвинчування
При закручуванні гайки або болта до ключа прикладають момент закручування:
Тзак = Fpl = T +Tf
Де Fp – сила на кінці ключа; l – розрахована довжина ключа; Т – момент у різьбі навколишньої сили Ft, прикладеної по дотичній до поверхності середнього діаметра різьби,
T= Ftd2/2 = (f0d2/2) tg (y + j/ )
Тут F0 – сила затяжки болта (замість зовнішньої осьової сили F );
Tf – момент тертя на опоровому торці гайки або головки болта.
Опорів торець гайки представляє собою кільце з зовнішнім діаметром D1, рівним його діаметру фаски, і внутрішнім діаметром d1, рівним діаметру отвору під болт у деталі.
Не допускаючи існуючої похибки, можна припустити, що рівнодійна сили тертя Rf = F0f прикладена на середньому радіусі Rср = (D1+d0 )/4 опорової поверхні гайки. При цьому Tf = RfRср = F0f (D1 + d 0)/4. Відповідно, момент закручування (момент на ключі)
Тзак = Азд = А0 
еп(y +y. ) + а(В1 + в0)
18. Самогальмування і ККД гвинтової пари
Умови самогальмування у гвинтовій парі, при якій статистична осьова нагрузка не викликає само відкручування гайки, визначається нерівністю y < j/ .Всі різьби, що кріпляться самостійно зупиняються.
Метрична різьба з крупним шаром М20 має кут підйому y =2°29/ ,а приведений кут тертя j=9°50/ ,отже, самозупинка забезпечується.) Самозупинка метричних різьб з малим кроком надійніша, так як вони мають менший кут y .
К.п.д. гвинтової пари h в п визначається відношенням отриманої роботи W n на гвинті до затраченої роботи W3 за один оберт гвинта чи гайки.
Wn=Fp h=Fpd2 tgy, W3 =Ft pd2=F tg ( y+j/ ) pd2.
Отже,
Із аналізу формули слідує, що h в п зростає із збільшенням y. В самозупиняючій гвинтовій парі при y<j/ к.п.д. гвинтової пари h в п <0,5 (для кріпчатих різьб значення h в п не враховуються). Гвинтова пара з прямокутною різьбою має самий високий h в п порівняно з іншими різьбами, так як у цієї різьби j/= j.
Для збільшення y, а згідно підвищення к.п.д. використовують багато західну різьбу,а для зменшення j/ — змазку та антифрикційні матеріали (бронзу та інші ).
19. Класи міцності і матеріали різьбових деталей
Стальні гвинти, болти і шпильки виготовляють 12 класів міцності, які позначаються двома числами: 3.6, 4.6, 4.8, 5.6, 5.8, 6.6, 6.8, 6.9, 8.8, 10.9, 12.9, 12.9, 14.9. Перше число, помножене на 100, вказує мінімальне значення межі міцності σв в Н/мм2; утворення чисел, помножене на 10, визначає межу текучості σт в Н/мм2.
При виборі класу міцності для різьбових деталей враховують значення і характер навантаження, умови роботи, спосіб виготовлення.
Матеріали різьбових деталей. Стандартні кріпленні різьбові деталі загального призначення виготовляють із низько- і середньо вуглеводних сталей Ст3, 10, 20, 35, 45 та ін. Ці сталі в умовах масового виробництва дозволяють виготовляти різьбові деталі методом холодної штамповки з наступним накатуванням різьби. Вони добре обробляються різанням. Легіровані сталі 35Х, 30ХГСА використовують для дуже важливих гвинтів, болтів, шпильок і гайок.
Різьбові вироби, підпадають під дію води чи інших окислювачів, оксидують, обідняють, оцинковують и т.п. для підвищення корозійної стійкості. Для різьбових деталей застосовують також неметалеві матеріали (нейлон, поліамід та ін.).
20. Розрахунок різьбових з’єднань на міцність
Міцність є основним критерієм працездатності різьбових з’єднань. Під дією осьової сили в стержні гвинту виникають напруги розтяження, в тилі гайки — зжимання , в витках різьби — зминання , зрізу, згибу.
Близько 90% руйнування різьбових деталей носить втомлюючий характер. Частіше всього руйнування проходить по другому чи третьому витку, рахуючи від опорного торцу гайки; рідше — в області збігу різьби і в підголовочному зсічені болта ( гвинта).
Всі стандартні болти, гвинти і шпильки виготовляють однієї міцності на розрив стержня по різьбі, на зріз різьби і відрив головки, туму розрахунок на міцність різьбового з’єднання звичайно проводять по одному основному критерію працездатності — міцності нарізаної частини стержня на розтяг.
Розрахунковий діаметр різьби
dp 
d — 0.94p,
де d і p — зовнішній діаметр і крок різьби.
Довжину болта, гвинта і шпильки вибирають в залежності від товщини з’єднуваних деталей. Інші розміри деталей різьбового з’єднання (гайки, шайби, та ін.) приймають виходячи з діаметра різьби по ГОСТу.
Розглянемо основні випадки розрахунку різьбових з’єднань.
Випадок 1. Болт затягнутий силою F0, зовнішнє навантаження відсутнє. Прикладом є болти для кріплення кришок корпусів механізмів і машин. В період затягування болт витримує розтяг і стиск. Напруження розтягу від сили F0
Напруження кручення від моменту в різьбі
Еквівалентне напруження на болті, по гіпотезі енергії формозміни,
Відношення напружень
Прийняв для метричної різьби з великим кроком 
, 
і 
, дістанемо 
. Тоді при прийнятих 
Література:
1. Устюгов І.І. Деталі машин. – К.:«Вища школа», 1984. – 306 с.
2. Куклін Н.Т., Кукліна І.С. Деталі машин. – К.:«Вища школа», 1987. – 275 с.
3. Решетов Д.Н. Детали машин. – М.:«Машиностроение», 1989. – 416 с.
4. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя в 3 т. М:«Машиностроение», 1979-1982. – 370 с.
5. Заблонский К.И. Детали машин. – К.:«Вища школа», 1985. – 428 с.
6. Крагельский И.В., Михин Н.М. Узлы трения машин: Справочник. М., 1984. – 280 с.
7. Поляков В.С., Барбаш И.Д., Ряховский О.А. Справочник по муфтам. – М.:«Машиностроение». 1979. – 270 с.
8. Детали машин: Атлас. /Под ред. Д.Н.Решетова. – М.:«Машиностроение», 1988. – 270 с.
9. Кудрявцев В.Н. Детали машин. – М.-Л.:«Машиностроение», 1980. – 360 с.
10. Проектирование механических передач. /Под ред. С.А.Чернавского. – М.:«Машиностроение», 1984. – 318 с.
Отзывы по реферату З’єднання деталей машин:
Тарас: 111
Ознакомившись с рефератом З’єднання деталей машин, Вы можете оставить отзыв о реферате:
ТОП5 ВУЗОВ
ТОП5 преподавателей
ТОП5 сочинений
ТОП5 биографий