Показатели циклической прочности основных сварных соединений 2 страница

В связи с неопределенностью напряжения σ_р, зависящего от особенностей техпроцесса клепки, на практике в расчетах силу трения не учитывают, используя более простой расчет по условным напряжениям среза (см. рис. 12). В этом случае условие прочности может быть записано в виде

τ_cp = F₁ / (S i)£ [τ]_cp,

где [τ]_cp — условное допускаемое напряжение заклепки на срез. Из этого условия, задавшись [τ]_cp, можно определить F₁.

Рис. 12. Расчетные схемы односрезного (а) и двухсрезного (б) заклепочных соединений (исправьте обозначение толщины S на t).

При центрально действующей нагрузке F необходимое число заклепок в нахлесточном соединении n = F / F_l (рис. 13). В стыковых соединениях с использованием накладки число заклепок увеличивается вдвое.

При действии на соединение момента в плоскости стыка определение сил, действующих на отдельные заклепки, производится, как при расчете групповых резьбовых соединений.

Заклепки в односрезном или двухсрезном силовом соединении (см. рис. 12) проверяют на смятие

σ_см = F₁ / (t d) £ [σ]_см

где t —- толщина соединяемой детали; d — диаметр заклепки; [σ]_см — допускаемое напряжение смятия, принимаемое обычно для материала заклепки.

Соединяемые элементы проверяют на прочность в сечениях, ослабленных заклепками (см. рис. 13, сечение а-а),

σ_р = F / S = F / (t(b — n₁ d)) £ [σ]_р

где S — площадь детали в опасном сечении с учетом ослабления ее отверстиями; t и b — толщина и ширина листа; n₁— число заклепок в одном ряду; [σ]_р — допускаемое напряжение при растяжении материала деталей (для стали Ст3 [σ]_р =160МПа). Для заклепок из сталей Ст0, Ст2 и Ст3 принимают [τ]_cp = 140МПа, [σ]_см =280...320МПа при просверленных отверстиях в соединяемых; листах; при продавливании отверстий и при холодной клепке допускаемые напряжения понижают на 20...30%.

Рис. 13. Двухрядные нахлесточные соединения (исправьте обозначение толщины S на t).

В соединениях, в которых взаимный сдвиг деталей не допускается (например, в плотных швах), заклепки рассчитывают на срез.

2.5. Соединения с натягом. Характеристики, способы получения соединений с натягом и области применения. Достоинства и недостатки соединения.

Соединение с натягом

Соединения деталей с натягом — это напряженные соединения, в которых на поверхностях контакта соединяемых деталей после сборки возникают распределенные по поверхности контакта и нормальные к поверхности контакта силы. Эти силы (т. е. давление на поверхности контакта) появляются вследствие упругих (или упругопластических) деформаций деталей соединения при сборке и определяются натягом — разностью размеров охватываемой и охватывающей деталей. При изготовлении деталей соединений с натягом посадочный размер охватываемой детали делают больше, а охватывающей — меньше. После сборки посадочный размер деталей становится общим, при этом посадочный размер охватывающей детали увеличивается, а охватываемой — уменьшается. Детали соединения при сборке деформируются, соединение после, сборки становится напряженным.

Передача соединением сдвигающих нагрузок по отношению к поверхности контакта осуществляется, за счет сил трения (сцепления), возникающих на поверхности контакта деталей соединения после сборки. Действие на соединение нагрузок, нормальных к поверхности контакта (поперечные силы, изгибающие моменты), вызывает перераспределение первоначального давления, которое появилось на поверхности контакта деталей соединения при сборке.

Различают соединения деталей по цилиндрическим и коническим поверхностям, когда специальные соединительные детали отсутствуют (рис. 14), и соединения деталей по плоскости с помощью специальных соединительных деталей: стяжных колец, планок и т. п. (рис. 15).

Наиболее широко применяют соединения по цилиндрическим и коническим поверхностям из-за простоты конструкции и технологичности; поэтому ниже рассмотрены только эти соединения.

Рис. 14. Соединения с натягом по цилиндрической поверхности (посадочные поверхности отмечены стрелкой).

Детали соединения обычно имеют цилиндрические и значительно реже конические поверхности контакта (посадочные). Соединения с натягом часто применяют для установки на валы и оси зубчатых колес (рис. 14, а), шкивов, звездочек, колец подшипников качения (рис. 14, в) и др. Соединения с натягом иногда применяют для изготовления составных деталей; примерами составных деталей, получаемых с помощью натяга, являются составные коленчатые валы, составные зубчатые и червячные колеса, колесные центры и бандажи колес железнодорожного подвижного состава (рис. 14, б). Детали одного соединения могут быть изготовлены из одинаковых или разных материалов.

Рис. 15. Соединения с натягом по плоскости с помощью стяжных планок 1.

Достоинства соединения: простая технология изготовления; хорошее центрирование (базирование) соединяемых деталей; эти соединения могут воспринимать значительные силы и моменты, причем нагрузки могут быть постоянными, переменными, реверсивными, ударными.

Недостатки: большое рассеяние прочности (несущей способности) среди одинаковых соединений в связи с рассеянием действительных сопрягаемых размеров деталей в пределах полей допусков и в связи с рассеянием значений коэффициента трения; снижение усталостной прочности валов из-за появления концентрации напряжений; трудности неразрушающего контроля прочности соединения; сложность сборки и разборки при больших натягах; возможность повреждения посадочных поверхностей при разборке.

Способы получения соединения с натягом.

Запрессовка. Это простейший и высокопроизводительный способ, обеспечивающий возможность контроля нагрузочной способности путём измерения силы запрессовки. Однако в этом случае существует опасность повреждения посадочных поверхностей; коэффициент трения (сцепления) понижен из-за сглаживания (срезания или смятия) микронеровностей поверхностей контакта при запрессовке и уменьшении шероховатости посадочных поверхностей.

Нагрев охватывающей детали. Технологически отработанный и простой способ, обеспечивающий повышение коэффициента трения (сцепления) И нагрузочной способности соединений при сдвигающих нагрузках примерно в 1,5 раза по сравнению с запрессовкой, так как отсутствует срезание микронеровностей поверхностей контакта, как при запрессовке. Этот способ особенно эффективен при больших длинах посадочной Поверхности; контроль нагрузочной способности такого соединения затруднен.

Охлаждение охватываемой детали преимущественно применяют для установки небольших деталей в массивные, крупные детали (корпуса машин, станины); по свойствам этот способ аналогичен способу «нагрев охватывающей детали».

Гидрозапрессовка. Нагнетание масла под давлением в зону контакта через сверления в валу значительно (в 10... 15 раз) снижает необходимую силу запрессовки и распрессовки и уменьшает опасность задира посадочных поверхностей. Наиболее эффективен этот способ при больших диаметрах посадки и в соединениях по конической поверхности, однако его применяют только при наличии специального оборудования.

Термомеханические соединения из материалов с памятью формы. Этот вид соединений появился сравнительно недавно и здесь не рассматривается.

Натягом называют положительную разность размеров посадочных поверхностей охватываемой и охватывающей деталей, т. е. для соединений по цилиндрическим или коническим поверхностям натяг есть положительная разность диаметров посадочной поверхности вала и отверстия в ступице.

При расчетах соединений с натягом следует учитывать следующие обстоятельства. Расчетный натяг N,определяющий давление р на поверхности контакта и несущую способность соединения, будет меньше натяга N_И, измеренного до сборки, так как при сборке происходит срез или пластическое обмятие вершин микронеровностей поверхностей контакта; это приводит к, увеличению диаметра отверстия в ступице и уменьшению диаметра вала и как следствие. — к уменьшению натяга. В соединениях, подвергающихся нагреву или охлаждению при работе, происходит изменение начального (холодного) натяга в том случае, если, детали изготовлены из материалов с различными коэффициентами линейного расширения или если при работе одна из деталей нагревается больше (меньше) другой. В быстровращающихся деталях диаметральные размеры охватывающей детали под действием центробежных сил увеличиваются, что приводит к уменьшению натяга.

Несущая способность и потребное давление.В качестве основного допущения принимаем, что после сборки соединения на всей поверхности контакта действует возникшее в результате упругой деформации материала соединяемых деталей равномерно распределенное нормальное к поверхности контакта давление р.Давление рвызывает появление сил трения (сцепления) на поверхностях контакта. Основным условием работоспособности соединения, нагруженного сдвигающими силами и моментами, является условие отсутствия взаимного сдвига деталей соединения под действием приложенной нагрузки, т. е. результирующая сдвигающая нагрузка от действия на соединение осевой силы, вращающего момента или их комбинации не должна превосходить суммарную силу трения на поверхности контакта деталей соединения.

При нагружении соединения осевой силой F_a (рис. 16, а) условие несдвигаемости деталей соединения можно записать в виде

F_a < π d l p f,

откуда; вводя запас сцепления s (для учета неточностей расчетной модели и возможного рассеивания величины коэффициента трения f), получим формулу для расчета потребного давления на поверхностях контакта

p = (sF_а) / ( π d l p f)

где F_a — действующая на соединение осевая сила; f — коэффициент трения; dи l — диаметр и длина посадочной поверхности соответственно; s— коэффициент запаса сцепления (рекомендации по выбору f и s).

При нагружении соединения вращающим моментом T (рис. 16, б) условие несдвигаемости деталей

T < ( π d l p f d ) / 2 ,

откуда потребное давление для передачи вращающего момента Т

p = (2 T s )/ ( π d² l f ).

Рис. 16.Расчетные схемы цилиндрических соединений с натягом.

При одновременном нагружении соединения вращающим моментом Т и осевой силой F_a, расчет условно ведут по равнодействующей силе f_S, составляющими которой являются окружная сила 2Т / d и осевая сила F_a, т. е. f_S = , тогда потребное давление

p = (s* ) /( π d² l f ).

Эти формулы получены для расчетной модели с равномерным распределением давления рпо поверхности контакта. В действительности давление распределено по поверхности контакта неравномерно. Допущение о равномерности давления не приводит к значительным ошибкам в расчетах при отношениях l / d² £ 0,8...1,0.

2.6. Резьбовые соединения. Характеристика, классификация и области применения. Материалы резьбовых деталей.

Резьбовые соединения

Резьбовое соединение — разъёмное соединение деталей машин при помощи винтовой или спиральной поверхности (резьбы). Это соединение наиболее распространено из-за его многочисленных достоинств. В простейшем случае для соединения необходимо закрутить две детали, имеющие резьбы с подходящими друг к другу параметрами. Для рассоединения (разъема) необходимо произвести действия в обратном порядке.

В резьбовых соединениях используется метрическая и дюймовая резьба различных профилей в зависимости от технологических задач соединения.

Достоинства:

· технологичность;

· взаимозаменяемость;

· универсальность;

· надёжность;

· массовость.

Недостатки:

· без применения специальных устройств (средств) возможность раскручивания (самоотвинчивание) от переменных нагрузок:

· отверстия под крепёжные детали как резьбовые, так и гладкие вызывают концентрацию напряжений.

· для уплотнения (герметизации) соединения необходимо использование дополнительных технических решений.

Классификация резьбовых соединений:

· резьбовое соединение при непосредственном скручивании соединяемых деталей (резьба имеется на этих деталях);

· резьбовое соединение при помощи дополнительных соединительных деталей, например, болтов, шпилек, винтов, гаек и т.д;

o болтовое соединение;

o винтовое соединение;

o шпилечное соединение.

На рис. 17 приведены основные типы крепежных деталей резьбовых соединений.

Болтовое соединение

Винтовое соединение

Шпилечное соединение

Рис. 17. Основные виды резьбовых соединений.

Механические свойства резьбовых соединений:

Механические свойства болтов, крепёжных винтов и шпилек из углеродистых нелегированных и легированных сталей по ГОСТ 1759.4-87 (ISO 898/1-78) при нормальных условиях характеризуют 11 классов прочности: 3.6; 4.6; 4.8; 5.6; 5.8; 6.6; 6.8; 8.8; 9.8; 10.9; 12.9.

Первое число, умноженное на 100, определяет номинальное временное сопротивление в ^Н/_мм², второе число (отделённое точкой от первого) умноженное на 10, — отношение предела текучести к временному сопротивлению в процентах. Произведение чисел, умноженное на 10, определяет номинальный предел текучести в ^Н/_мм².

Гайки из углеродистых нелегированных и легированных сталей по ГОСТ 1759.5-87 разделяются по классу прочности 4; 5; 6; 8; 9; 10; 12 — для гаек с нормальной высотой, равной или более 0,8d; 04; 05 — для гаек с номинальной высотой от 0,5d до 0,8d. Класс прочности обозначен числом при умножении, которого на 100 получают значение напряжения от испытательной нагрузки в МПа и указывает на наибольший класс прочности болтов, с которыми они могут создавать соединение.

Таблица 6.

Механические свойства и маркировка наиболее употребительного крепежа

Класс прочности болта	Материал	Предел прочности	Предел текучести при растяжении, мин.	Временное сопротивление, мин.	Маркировка болта	Маркировка гайки	Класс гайки*
По ГОСТ 1759.4-87, ISO 898/1-78
5.8	Низко или средне углеродистая сталь	380 MPa	420 MPa	520 MPa
8.8	Средне углеродистая сталь	580 MPa	640 MPa	800 MPa
10.9	Легированная сталь	830 MPa	940 MPa	1040 MPa
По SAE, J429
	Низко или средне углеродистая сталь	55 ksi**	57 ksi	74 ksi
	Средне углеродистая сталь	85 ksi	92 ksi	120 ksi
	Легированная сталь	120 ksi	130 ksi	150 ksi

Примечания:

* Минимальный класс прочности гайки для данного класса прочности болта, при создании болтового соединения.

* * ksi = 1000 psi = 6,89475729 MPa

Таблица 7.

Механические свойства болтов, шпилек, винтов по ГОСТ 1759.4-87

Болты	Применяемые гайки	Временное сопротивление σв, МПа	Предел текучести σт, МПа	Относительное удлинение после разрыва σ5, %	Ударная вязкость αн, Дж/см2	Твердость по Бринеллю, НВ
Класс прочности	Марка стали	Класс прочности	Марка стали
номин.	мин.	номин.	макс.
3.6	10, 10кп		Ст3кп, Ст3сп					-
4.6			10, 10кп, 20
4.8	10, 10кп			-
5.6	30, 35		Ст5, 15, 15кп, 35
5.8	10, 10кп, 20, 20кп			-
6.6	35, 45, 40Г		20, 20кп, 35, 45
6.8	20, 20кп			-
8.8	35, 35Х, 38ХА,45Г 40Г2, 40Х, 30ХГСА, 35ХГСА, 16ХСН, 20Г2Р		35Х, 39ХА
9.8		40Х, 40ХГСА, 16ХСН
10.9		30ХГСА
12.9		30ХГСА, 40ХН2МА

Стопорение резьбового соединения: Стопорение — предотвращение самоотвинчивания.

Несмотря на то, что резьба резьбового соединения имеет угол подъёма винтовой линии намного меньше, чем угол трения, вибрация, переменные нагрузки, нарушение технологии способствуют рассоединению (самоотвинчиванию) деталей резьбового соединения. Для предотвращения этого применяются специальные устройства (средства, методы) такие как:

· контрование - создание дополнительного трения в резьбовом соединении при помощи контрогайки;

· шплинтование - применение упругого элемента шплинта. Шплинт — стальная проволока, сложенная вдвое, пропускаемая через радиальное отверстие в резьбе и фиксирующая прорезные и корончатые гайки относительно болта;

· (об)вязка проволокой - фиксация крепёжных элементов (болтов, гаек) при помощи обвязки проволокой относительно неподвижных элементов конструкции или расположенных рядом однотипных крепёжных элементов;

· установка пружинной шайбы (так называемая шайба Гровера) под гайку или головку болта с созданием дополнительного натяжения в резьбе и предотвращением вращения соединительных деталей;

· установка стопорной шайбы с лапкой или носком - стопорение шестигранных болтов и гаек с помощью загибания специальных элементов шайбы;

· приварка, пайка, расклёпывание, кернение - превращение резьбового соединения в условно разъёмное соединение, приваркой (пайкой) резьбы или гайки (головки болта) к конструкции или путём изменения профиля витка резьбы.;

· нанесение на резьбу клея, лаков, краски - фиксация происходит за счёт адгезии (прилипания, сцепливания) при затвердении (полимеризации) клея, лаков, краски. Этот метод имеет такие достоинства, как быстрый, надёжный, защищает резьбу от внешних воздействий атмосферы. Недостатки: требуется очистить резьбу от грязи и масел перед нанесением на неё связующего состава, низкая химическая стойкость против органических растворителей, кислот и щелочей, а также разрушение связующего элемента от воздействия температуры;

· использование вязких элементов;

Прочность винтов при постоянных нагрузках.

При действии на винт постоянной силы выход его из строя может произойти по одной из следующих причин (рис. 18):

1) разрыв стержня по резьбе;

2) разрушение резьбы в результате смятия или среза витков;

3) разрушение стержня у головки.

Рис. 18. Опасные сечения в винте.

Заметим, что разрушения стержня у головки встречаются редко (в основном, при нарушении технологии изготовления). Поэтому расчет на прочность винтов в этой зоне не производят. Высоту гайки, определяющую число витков резьбы, воспринимающих нагрузку, назначают из условия равнопрочности резьбы и стержня винта.

При расчетах стандартных резьбовых деталей с учетом их равнопрочности в качестве основного выполняют расчет на прочность стержня винта по внутреннему диаметру d₃,который приближенно принимают расчетным.

При действии на винт осевой силы условие прочности выглядит так:

σ_р = £ [σ]_р,

где [σ]_р — допускаемое напряжение. Такой простейший случай нагружения встречается довольно редко (например, резьбовой участок крюка грузоподъемной машины, рис. 19).

Рис. 19. Резьбовые соединения без предварительной затяжки Рис. 20. Схема затянутого резьбового соединения.

При действии на винт осевой силы F_зат и момента Т_р, что имеет место во всех затянутых резьбовых соединениях (рис. 20), в стержне возникают нормальные и касательные напряжения.

В этом случае для определения эквивалентных напряжений σ_э преимущественно применяют энергетическую теорию прочности

σ_э = £ [σ]_р,

где σ_р =4 F_зат / (π d₃²), τ = Т_р/W_р —максимальные касательные напряжения; Т_р = 0,5 F_зат d₂ tg(ψ+φ₁) — момент в резьбе; W_р = (π d₃²) / 16 – момент сопротивления кручению.

Если стержень винта нагружен только силой затяжки F_зат, условие прочности его в затянутом соединении можно записать в виде

σ_э = 1,3 £ [σ]_р,

т.е. действие момента Т_р учитывают увеличение напряжений от затяжки F_зат в 1,3 раза.

Расчет витков резьбы на срез и смятие производят в случаях, когда одна из деталей, с резьбой выполнена из материала менее прочного, чем другая, или при использовании резьбовых деталей с нестандартными параметрами.

Срез резьбы винта происходит по диаметру d₁, резьбы гайки — по диаметру d (рис. 21). При одинаковой прочности винта и гайки расчет производят по диаметру d₁ как наименьшему, а в случае использования гайки меньшей прочности, чем винт, дополнительно проверяют на прочность и резьбу гайки по диаметру d.

Рис. 21. Опасные сечения в витках резьбы и поверхность смятия витка.

Для резьбы винта

τ₁ = £ [τ] _ср1.

Для резьбы гайки

τ₂ = £ [τ] _ср2.

где Н_г — высота гайки; k = Р' / Р —коэффициент полноты резьбы (для метрической резьбы k ≈ 0,87); k_m — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по виткам резьбы с учетом пластических деформаций в зоне наиболее нагруженных витков (для резьбы с крупным шагом k_m = 0,7...0,75, с мелким — k_m = 0,65...0,7), [τ]_ср = (0,2...0,3) σ_т .

Напряжение смятия в резьбе

σ_см = £ [σ] _см,

где z = H_r/P — число витков резьбы гайки; Р — шаг резьбы; [σ]_см — допускаемое напряжение смятия для менее прочной детали резьбовой пары. Приближенно принимают [σ]_см = (0,3... 0,4) σ _т.

Примечание.При выполнении условия равнопрочности стержня винта и резьбы на срез достаточной оказывается высота гайки около 0,65d. Стандартом же предусмотрены гайки нормальной высоты H_r = 0,8d, что подтверждает нецелесообразность расчетов резьбы на прочность при использовании в соединении гаек нормальной высоты.