Помощничек
Главная | Обратная связь


Археология
Архитектура
Астрономия
Аудит
Биология
Ботаника
Бухгалтерский учёт
Войное дело
Генетика
География
Геология
Дизайн
Искусство
История
Кино
Кулинария
Культура
Литература
Математика
Медицина
Металлургия
Мифология
Музыка
Психология
Религия
Спорт
Строительство
Техника
Транспорт
Туризм
Усадьба
Физика
Фотография
Химия
Экология
Электричество
Электроника
Энергетика

Утворення різьби та види різьб



Рис. 5.2. Схема утворення різьби

Якщо на циліндр діаметром d2 (рис. 5.2) навивати прямокутний трикутник так, щоб один із катетів збігався з основою циліндра, то гіпотенуза трикутника утво­рить на циліндрі гвинтову лінію. Кут y називається кутом підйому гвинтової лінії, а р – кроком різьби. З рис. 5.2 випливає

. (5.1)

Якщо по гвинтовій лінії пе­реміщати яку-небудь фігуру (трикутник, трапецію і т. п.) так, щоб фігура лежала в площині, що проходить через вісь циліндра, фігура опише тіло, що називається різьбою. Розташовані між канавками виступи називають витками різьби. Під витком різьби прийнято розуміти ту частину її, що охоплює різьбову деталь у межах до 360°. Виступ різьби, що охоплює різьбову деталь більше одного разу, тобто більше ніж 360°, називають ниткою різьби.

По профілю поперечного перетину різьби розрізняють:

1) трикутну (рис. 5.3, а), що одержала найбільше застосування, – для кріпильних і інших деталей. Трикутні різьби бувають метричні (із кутом профілю a=60°) і дюймові (a=55°). При проектуванні нових машин засто­совують тільки метричну різьбу, дюймова застосовується для заміни різьбових деталей старих і імпортних машин, а також у деяких особливих випадках (наприклад, як кріпильно-ущільнювальна для з'єднань водо- і газопровідних труб і арматури);

2) трапецеїдальну (рис. 5.3, б), що застосовується в ходових гвинтах верста­тів, гвинтах супортів, вантажних гвинтах; служить основною різьбою для передач гвинт-гайка. Зручна для виготовлення й у порівнянні з трикутною різьбою має менші втрати на тертя, а в порівнянні з прямокутною – більш міцна. Трапецеїдальна різьба має кут профілю a=30°. Вона стандартизована в діапазоні діаметрів від 8 до 640 мм;

3) упорну (рис. 5.3, в), що застосовується в механізмах з односторонньо на­правленим зусиллям, наприклад, у пресах, гвинтових домкратах, ван­тажних гаках і т.п. Має несиметричний трапецеїдальний профіль витків. Кут нахилу робочої сторони профілю для підвищення ККД обраний до­сить малим – 3° (різьба з кутом нахилу профілю 0° незручна у виготов­ленні), кут нахилу неро­бочої сторони профілю 30°;

4) прямокутну (рис. 5.3, г), область застосування якої та ж, що і для трапецеїдальної і упорної різьби. Прямокутна різьба виготовляється на токарно-гвинторізних верстатах. Такий спосіб не дозволяє одержати високу точність (при куті нахилу профілю 0° утруднене застосування більш точних методів обробки). Тому ця різьба застосовується порівняно рідко і не стандартизована;

5) круглу (рис. 5.3, д), що застосовується для гвинтів, що зазнають дії великих динамічних навантажень і працюють у забрудненому середовищі з частим відкручуванням і загвинчуванням (вагонні зчіпки, пожежна ар­матура). Застосовується також у тонкостінних деталях (цоколі і патрони електричних ламп, протигази и т.п.). Окремі види круглої різьби стандартизовані.

Рис. 5.3. Види різьб

Різьба, нарізана на зовнішній поверхні стержня, називається зовніш­ньою, нарізана на внутрішній поверхні отвору – внутрішньою. У залежності від форми стержня або отвору, на яких нарізана різьба, розрізняють різьби циліндричні і конічні. Найбільше поширення одержали циліндричні різь­би як самі прості і зручні при виготовленні і зборці.

За напрямком гвинтової лінії розрізняють праву і ліву різьби. У правої різьби гвинтова лінія йде зліва направо і нагору, у лівої – справа наліво і нагору. Найбільше поширена права різьба, ліву різьбу застосовують тільки в спеціальних випадках.

У залежності від кількості ниток різьби, із яких вона утворена, розріз­няють однозахідну, двозахідну і т. д. різьби. У різьбових з'єд­наннях застосо­вують переважно однозахідні різьби як більш надійні щодо само­відгвинчування. Всі кріпильні різьби однозахідні. Багато­західні різьби застосовуються пере­важно в гвинтових механізмах. Число за­ходів більше трьох застосовується рідко.

Рис. 5.4. Геометричні параметри різьби

Різьби виготовляють нарізуванням (вручну, на токарно-гвинторізних вер­статах або на спеціальних верстатах, фре­зеруванням); накатуванням; литтям; ви­давлюванням. Нарізка вручну робиться мітчиками або плашками. Цей спосіб ма­лопродуктивний, його застосовують в ін­дивідуальному виробництві і при ремонт­них роботах. Найбільш про­дуктивним і дешевим способом виготовлення стан­дартних кріпиль­них деталей є накатка на спе­ціальних різьбонакатних верстатах-автоматах. Накатка істотно зміцнює різь­бові деталі.

Геометричні параметри різьби (рис. 5.4): d – зовнішній діаметр; d1 – внутрішній діаметр (номінальні значення d та d1 однакові для гвинта і гайки, зазори в западинах утворюються за рахунок граничних відхилень розмірів діаметрів); d2– середній діаметр; h – робоча висота профілю, по якій стикаються бічні сторони різьб гвинта і гайки; р – крок (відстань між однойменними сторонами сусідніх профілів, вимірювана в напрямку осі різьби); р1 – хід (поступальне переміщення твірного профілю за один оберт або відносне переміщення гайки за один оберт). Для однозахідної різьби р1=р; для багатозахідної р1=пр, де п – число заходів різьби; a – кут профілю; y – кут підйому (див. рис. 5.2). Для багатозахідних різьб . Всі геометричні параметри різьб і допуски на їхні розміри стандартизовані.

5.3. Класифікація різьбових з‘єднань

У залежності від характеру навантаження і способу зборки деталей різь­бові з'єднання підрозділяються на напружені і ненапружені.

Різьбове з'єднання буде ненапруженим, якщо напруження в матеріалі різьбових деталей виникають тільки під дією навантаження (наприклад, ван­тажний гвинт редуктора). У тих випадках, коли напруження в деталях вини­кають до навантаження, з'єднання буде напруженим. Ці напруження обумов­люються попередньою затяжкою з'єднання (наприклад, кріплення кришки редуктора).

У залежності від призначення розрізняють з'єднання міцні (вантажний гвинт редуктора) і міцнощільні (кріплення кришки посудини, що знаходиться під тиском, до корпусу).

5.4. Силові співвідношення, умови самогальмування і ККД
гвинтової пари

Силові співвідношення вивчимо на прикладі прямокутної різьби. Розгля­немо гайку (рис. 5.5, а), що нагвинчується на гвинт рушійною силою Ft, при­кладеною по середньому колу різьби, i навантажену осьовою силою. Прийме­мо умову, що все навантаження, прикладене до гайки, зосереджене в точці. Рух гайки можна представити як переміщення вантажу нагору по похилій площині з кутом підйому y, рівним куту підйому різьби гвинта (рис. 5.5, б). Крім сил Ft і Fa на вантаж діють нормальна реакція площини Fn і сила тертя Ff :

, (5.2)
де f – коефіцієнт тертя.

Рис. 5.5. Розрахункова схема до визначення силових співвідношень

у гвинтовій парі

Проектуючи діючі сили на осі x та y, отримуємо (використовуючи умову рівноваги тіла на похилій поверхні)

(5.3)

Розв‘язуючи систему рівнянь (5.3), маємо:

,
звідки:

. (5.4)

Отримали силу, яку треба прикласти до вантажу, щоб він рухався угору.

Відомо, що , (5.5)
де j – кут тертя. Підставляючи (5.5) у (5.4), отримаємо:

. (5.6)

Добуток рушійної сили на середній радіус дає момент у гвинтовій парі:

. (5.7)

При відгвинчуванні гайки, тобто при опусканні вантажу по похилій площині вниз, аналогічно можна отримати:

. (5.8)

Із виразу (5.8) виходить, що:

1) якщо , то , тобто вантаж буде знаходитись у стані спокою;

2) якщо , то , тобто вантаж буде знаходитись у стані спокою на площині і для його руху необхідно прикласти якесь додаткове навантаження;

3) якщо , то , тобто вантаж буде рухатись вниз під дією своєї ваги без дії додаткової сили.

Таким чином, умовою спокою вантажу на похилій площині, тобто умовою самогальмування різьби буде:

. (5.9)

Коефіцієнт корисної дії визначається відношенням роботи сил корисного опору до роботи рушійних сил .

При підйомі вантажу по похилій площині рушійною силою на висоту, рівну кроку різьби р, робота рушійних сил , а робота сил корис­ного опору .

Коефіцієнт корисної дії гвинтової пари з прямокутною різьбою при нагвинчуванні гайки:

. (5.10)

Підставляючи у рівняння (5.10) р із (5.1) і із (5.6), отримаємо

. (5.11)

Визначимо сили тертя й установимо співвідношення між силами тертя в прямокутній і трикутній різьбах.

Рис. 5.6. Розрахункова схема до визначення співвідношень сил, що діють у прямокутній (а) і трикутній (б) різьбах

Сила тертя для прямокутної різьби (рис. 5.6, а) , де f – коефіцієнт тертя.

Сила тертя для трикутної різьби (рис. 5.6, б) , де a – кут профілю різьби; – приведений коефіцієнт тертя;

. (5.12)

Отримане співвідношення спра­ведливе і для трапецеїдальної різьби.

Співвідношенню коефіцієнтів тертя і відповідає співвідношення між кутами тертя і , де – приведений кут тертя:

.

Співвідношення між силами в прямокутній і трикутній різьбах аналогічні. Тому за аналогією з формулами (5.6), (5.7) і (5.9) випливає, що для трикутної (трапецеїдальної, упорної) різьби

окружна сила

; (5.13)

крутний момент у різьбі

; (5.14)

умова самогальмування

; (5.15)

коефіцієнт корисної дії

. (5.16)

Рис. 5.7. Розрахункова схема до визначення моменту сил тертя на торці головки гайки (гвинта)

Визначимо момент тертя на торці гайки або головки гвинта (рис. 5.7) при їхньому загвинчуванні. Питомий тиск на опорній поверхні

,

де – сила притиснення гайки або головки гвинта.

Момент тертя на торці гайки або головки гвинта , звідки

. (5.17)

Для спрощення розрахунків приймають, що рівнодійна сила тертя на опорній поверхні гайки або головки гвинта діє по дотичній до кола середнього діаметра опорної поверхні. Тоді момент

, (5.18)
де .

Таким чином, момент загвинчування гайки чи гвинта

. (5.19)

5.5. Розрахунок різьбових з‘єднань

Рис. 5.8. Кріплення вантажного гака

Болти і гвинти виходять із ладу як правило через розрив стержня по різьбі або по перехідному перетину біля головки, руйнування або ушкодження різьби, руйнування головки. Оскільки розміри стандартних болтів відповідають умові їх рівноміцності, розрахунок звичайно роблять по одному основному критерію працездатності – міцності нарізаної частини стержня.

Розглянемо характерні випадки статич­ного навантаження з‘єднання.

5.5.1. З'єднання, навантажене осьовою розтяж­ною силою, попередня і кін­цева затяжка його відсутні. Характерним прикладом такого наван­таження може служити різьбовий кінець вантажного гака (рис. 5.8). Стержень працює на розтяг. Рівняння міцності:

, (5.20)

де – розрахункове напруження розтягу в поперечному перетині нарізаної ча­стини стержня; – сила, що розтягує стержень; – внутрішній діаметр різь­би; – допустиме напруження на розтяг матеріалу стержня.

Із рівняння (5.20) отримаємо:

,

або

. (5.21)

Отримане по рівнянню (5.21) значення внут­рішнього діаметра різьби округляють за стандартом до найближчого більшого значення і по стандартному вибирають всі інші розміри різьби.

У відповідальних з'єднаннях витки різьби перевіряються на згин, зріз і зминання (питомий тиск).

Представимо розгорнутий виток різьби, як консольну балку. Вважаючи, що навантаження між витками різьби гайки розподіляється рівномірно, наван­таження на один виток буде дорівнювати , де – число витків різьби гайки (рис. 5.9).

Рис. 5.9. Розрахункова схема до перевірки різьби

Умова міцності витка різьби на згин:

. (5.22)

Умова міцності витка різьби на зріз:

. (5.23)

При перевірці міцності різьби за питомим тиском допускається, що навантаження розподіляється рівномірно на проекцію витка різьби на горизонтальну площину:

. (5.24)

Рівняння (5.22) – (5.24) застосовуються при перевірочному розра­хунку витків різьби. Розв‘язуючи праву частину кожного з названих рівнянь відносно , одержимо формули для проектного розрахунку деталей різьбового з'єд­нання:

; (5.25)

; (5.26)

. (5.27)

Із отриманих трьох значень приймаємо найбільше.

Встановлено, що навантаження між витками різьби гайки розподіляється нерівномірно. Так, відповідно до розрахунків М.Є. Жуковського перший виток різьби гайки сприймає 34% навантаження, другий – 22%, третій – 10% і т. д. Десятий виток різьби гайки сприймає менше 1% діючого зусилля. У зв'язку з цим гайки недоцільно виготовляти з більшим числом витків різьби ( ).

5.5.2. Болт сприймає розтяг і кручення. Такі умови навантаження вини­кають, якщо після навантаження болта робочим зусиллям з'являється необ­хідність у його підтягуванні. Прикладом такого з'єднання служить гвинтова стяжка (рис. 5.10).

Рис. 5.10. Схема гвинтової стяжки

Під дією осьової сили в матеріалі гвинта виникають напруження розтягу:

. (5.28)

Під дією моменту гвинтової пари виникають напруження кручення , де – момент опору при крученні; – момент у гвинтовій парі.

Тоді

. (5.29)

Розділивши (5.29) на (5.28) із врахуванням, що для стандартних сталевих болтів із метричною різьбою = 2°30¢, = 1,12 і = 0,15, чому відповідає = 8°40¢, отримаємо 0,5.

Еквівалентне напруження в матеріалі болта від сили і момента

. (5.30)

З рівняння (5.30) випливає, що при підтягуванні різьбового з'єднання, на­вантаженого осьовою силою, у матеріалі деталей напруження зростають на 30%. Для компенсації цього перенапруження розрахунок роблять по розра­хунковому навантаженню , що перевищує на 30% задане, тобто . Таким чином, проектний розрахунок болта в цьому випадку варто робити по формулі або

. (5.31)

5.5.3. Попередньо затягнутий болт, додатково навантажений осьовою розтяжною силою; можливе наступне затягування болта.

Цей вид навантавження найпоширеніший, тому що для більшості різьбо­вих з'єднань потрібне попереднє затягування болтів, що забезпечує щільність з'єднання і відсутність взаємних зсувів деталей стику, що порушують роботу з'єднання. Прикладом таких з'єднань можуть служити болти для кріплення кришок посудин, що знаходяться під великим тиском, болти для кріплення фланців редукторів, фундаментні болти і т. п.

У результаті попереднього затягування болта силою болт розтягу­ється, а деталі стику стискаються. Після прикладення зовнішнього наванта­ження (рис. 5.11, а) тільки частина його додатково навантажує болт, а інша частина йде на часткове розвантаження деталей стику від стиску (рис. 5.11, б). Коефіцієнт , що враховує долю зовнішнього навантаження , яке припадає на болт, називається коефіцієнтом зовнішнього навантаження.

Рис. 5.11. Розрахункова схема до визначення розмірів різьби

попередньо напруженого різьбового з‘єднання

Задача про розподіл сили між болтом і стиком є статично невизна­ченою. Вона розвязується з врахуванням деформації болта і стику.

Після прикладення зовнішнього навантаження до моменту розкриття стику болт додатково розтягнеться на деяку величину , а деформація деталей зменшиться на ту ж величину, тобто

, (5.32)
де – податливість болта, рівна його деформації при одиничному наван­таженні; – сумарна податливість з'єднуваних болтом деталей .

Із рівняння (5.32) коефіцієнт зовнішнього навантаження дорівнює:

. (5.33)

При великій податливості болта і малій податливості з'єднуваних дета­лей коефіцієнт зовнішнього навантаження невеликий і майже вся зовнішня сила йде на розвантаження стику. При малій податливості болта і великій податливості з'єднуваних деталей більша частина зовнішньої сили передається на болт. При відсутності пружних прокладок = 0,2…0,3. При наявності пружних прокладок має більше значення і може бути близький до одиниці.

Затягування болта повинне забезпечити герметичність з'єднання або нерозкриття стику під навантаженням. Зусилля нерозкриття стику:

, (5.34)
де – коефіцієнт затяжки болта, що враховує силу попередньої затяжки болта (наводиться в довідковій літературі). У з‘єднаннях без прокладок при по­стійному зовнішньому навантаженні = 1,25…2.

З викладеного випливає, що розтягуюча сила, що діє на болт після попереднього затягування і прикладення зовнішньої сили (рис. 5.11, б) , або

. (5.35)

При відсутності наступного затягування болт розраховують з враху­ванням обертаючого моменту попереднього затягування по розрахунковій силі , або

. (5.36)

При обчисленні по формулах (5.35) і (5.36) сил і приймають = 0,2…0,3. Ці розрахунки будуть наближеними, однак вони достатні для розв'язання інженерних задач і виправдані тим, що на практиці в більшості випадків значення затягування болтів не контролюють, тому сенс точного розрахунку втрачається.

Проектний розрахунок болта при відсутності наступного затягування виконують по формулі , звідки

. (5.37)

Проектний розрахунок болта, для якого можливе наступне затягування, роблять з врахуванням обертаючого моменту, викликаного цим затягуванням, по розрахунковій силі, рівній 1,3 . Отже , звідки

. (5.38)

Рис. 5.12 Різьбове з‘єд­нан­ня, навантажене поперечною силою (болт встановлений у отвір з зазором)

5.5.4. Болт навантажений поперечною силою, встановлений у отвір з зазором. У випадку установки болта в отвір із зазором (рис. 5.12) його необ­хідно затягти такою силою , щоб виникаюча на поверхні стику з'єднуваних деталей сила тертя була більше поперечної сили . Як правило приймають (1,2 – кое­фіцієнт запасу). Тоді необхідна сила стиску дета­лей (затягування болта) , де – коефіцієнт тертя. Враховуючи кручення при затягуванні болта, розрахункова сила .

По отриманій розрахунковій силі визначають внутрішній діаметр різьби болта:

або

. (5.39)

Для зменшення діаметра болта застосовують різні пристрої, що розван­тажують болт від сприйняття поперечних сил (наприклад, розвантажувальну втулку, шпонку, штифт і т. п.). У цьому випадку розраховується на міцність деталь, що сприймає поперечне навантаження, а діаметр болта приймається конструктивно.

Рис. 5.13.

5.5.5. Болт, навантажений поперечною силою, встановлений у отвір з-під розвертки без зазора. При постановці болта без зазора (рис. 5.13) з'єднання збирається без попереднього затягування. Поперечне навантаження сприй­має стержень болта, що працює на зріз і зминання (для стандартних болтів, встановлюваних в отвір з-під розвертки, ).

Умова міцності на зріз:

, (5.40)
де – розрахункове напруження зрізу болта; – поперечна зовнішня сила, що зрізає болт; – діаметр стержня болта в небезпечному перерізі; [ ] – допустиме напруження на зріз болта.

Формулою (5.40) користуються при перевірочному розрахунку болта. Проектний розрахунок виконується по формулі

або

. (5.41)

Умова міцності на зминання:

, (5.42)
де – розрахункове напруження зминання в з'єднанні; – довжина частини болта, яка піддається найбільшому зминанню; [ ] – допустиме напруження на зминання болтового з'єднання.

5.5.6. Попередньо затягнутий болт з ексцентричною головкою додатково навантажений зовнішньою силою (рис. 5.14); наступне затягування болта відсутнє. У цьому випадку умова міцності болта :

,

Рис. 5.14

де – найбільше сумарне напруження болта від розтягу і згину; – розрахункове напруження відповідно на розтяг і згин.

, (5.43)

де а – ексцентриситет навантаження.

Приймаючи , отримуємо

,

або . (5.44)

З приведених рівнянь випливає, що при такому навантаженні макси­мальні напруження в матеріалі болта різко зростають (при в 5,3 рази перевищують напруження, що виникають при дії навантаження уздовж осі болта). Зі збільшенням ексцентриситету напруження в матеріалі болта збіль­шується, тому варто уникати застосування таких з'єднань.

Ексцентричне навантаження діє і на болт із симетричною головкою, якщо опорні поверхні мають перекіс. Для виключення такого явища поверхні з'єднуваних деталей під головкою болта і гайкою обробляють.

Клемові з'єднання

Клемові з'єднання застосовуються для закріплення на валах і інших круглих стержнях різних деталей (кривошипів, важелів і т.п.) при необхідності подальших перестановок.

По конструкції розрізняють два основних типи клемових з'єднань: а) із ступицею, що має проріз (рис. 5.15); б) із роз‘ємною ступицею (рис. 5.16).

Рис. 5.15. Клемове з‘єднання (ступиця деталі має прорізь)

У клемових з'єднаннях використовують сили тертя, що виникають від затягування болтів і дозволяють наванта­жувати з'єднання як момен­том ( ) (рис. 5.15), так і осьовою силою .

До переваг клемового з'єднання відносяться просто­та монтажу, самоза­побігання від переван­таження, а також можливість перестановки і регулювання взаємного розта­шування дета­лей як в осьовому, так і окруж-

Рис. 5.16. Клемове з‘єднання (ступиця деталі роз‘ємна)

ному напрямках. При цьому вал не послабляється шпонковою канав­кою.

Недоліком є ненадійність передачі навантаження силами тертя і дис­баланс насаджених на вал деталей. Тому клемові з'єд­нання не застосовуються для передачі великих навантажень, а також при великих швидкостях обертання.

У залежності від конструкції з'єднання при розрахунку можна розглянути два граничних випадки (див. рис. 5.16).

Перший випадок. Клема має велику жорсткість, а посадка виконана з великим зазором (рис. 5.16, а). При цьому можна припустити, що контакт деталей відбувається по лінії. Запишемо відповідно умови міцності при на­вантаженні з'єднання моментом або осьовою силою :

або , (5.45)

де – сила тертя ( ); – реакція в зоні контакту ; – коефіцієнт тертя.

За умовою рівноваги половини клеми , де – сила затягування болтів.

Підставляючи значення у формули (5.45), отримаємо

. (5.46)

Другий випадок. Клема досить гнучка, форма деталей, що стикуються, строго циліндрична, зазор у з'єднанні близький до нуля (рис. 5.16).

При такій конструкції можна прийняти, що тиск р розподілений рівно­мірно по поверхні стику деталей. У цьому випадку умови міцності з'єднання при навантаженні моментом Т або осьовою силою відповідно мають вигляд:

(5.47)

Із умови рівноваги клеми отримаємо:

. (5.48)

Підставляючи значення р (5.48) у рівняння (5.47), знаходимо:

(5.49)

Із зіставлення рівнянь (5.48) і (5.49) випливає, що навантажувальні спро­можності клемового з'єднання для двох цих граничних випадків відносяться, як . Тому з умови необхідного затягування болтів перший випадок самий не­сприятливий, а другий найбільш сприятливий (потрібна найменша сила затя­гування болтів). Крім того, наявність великих зазорів у з'єднанні може привести до руйнування клеми від напруження згину. Практично конструкції з великими зазорами недосконалі і не засто­совуються.

У сучасному машинобудуванні розміри деталей клемового з'єднання ви­конують під посадку, при якій забезпечується вільна зборка деталей без зайвих зазорів. Це дає підставу розглядати умови роботи практично виконуваних клемових з'єднань як середні між двома розглянутими крайніми випадками і розраховувати їх на міцність по формулах

(5.50)

де 2,5 і 5 – коефіцієнти, приблизно рівні середньому значенню коефіцієнтів у формулах (5.46) і (5.49).

Розрахунок клемового з‘єднання з одностороннім розташуванням болтів (див. рис. 5.15) прийнято також виконувати по формулах (5.50). при цьому умовно вважають, що функції другого болта з‘єднання виконує сам матеріал важеля.

Використовуючи формули (5.50), визначимо потрібну силу затяжки болта . При дії момента Т

; (5.51)

при дії осьової сили

, (5.52)

де k – коефіцієнт запасу(k = 1,3…1,8); z – число болтів, розташованих по один бік вала.

При спільній дії Т і зсуваючою силою на поверхні контакту буде рівнодійна осьової і окружної сил

. (5.53)

Після визначення сили розрахунок болтів на міцність виконують по формулі

. (5.54)

6. КЛИНОВІ ТА ШТИФТОВІ З‘ЄДНАННЯ

6.1. Клинові з‘єднання

Клиновими називають роз‘ємні з'єднання, здійснювані за допомогою клина. За призначенням розрізняють клинові з'єднання: силові (служать для міцного з'єднання деталей машин) і установочні (призначені для регулювання й установки деталей машин у потрібному положенні). Прикладом міцного кли­нового з'єднання служить з'єднання за допомогою клина 2 штока 1 із стержнем 3 (рис. 6.1).

Рис. 6.1. Ненапружене клинове з‘єднання

У залежності від методу зборки розрізняють клинові з'єднання ненапру­жені (що збираються без попе­реднього затягування) і напру­жені (що збира­ються з попереднім затя­гуванням). Ненапру­жені з'єд­нання призначаються для сприй­няття постій­них за знаком зусиль (рис. 6.1).

При знакозмінних динамічних навантаженнях застосовуються на­пружені конструкції (рис. 6.2), в яких до прикладення зовнішнього навантаження при запресуванні клина створюється попереднє затягування. Обов'язкова умова на­дійної роботи таких з'єднань – зберігання залиш­кового затягування деталей після при­кладення зовнішнього навантаження.

Конструктивно напруженість клино­вого з'єднання досягається за допомо­гою бурта стержня (див. рис. 6.2), посадкою хвостовика стержня у

Рис. 6.2. Напружене клинове з‘єднання

втулці на конус, упором торця хвостовика в дно отвору втулки.

Застосовувані в клинових з'єд­наннях клини бувають односкосі, двоскосі і безскосі (безскосий клин називають чекою). У силових клинових з'єднаннях за­стосовують, як правило, односкосі клини.

У силовому клиновому з'єднанні клин установлюють на робоче місце забиванням (іноді затягуванням за допомогою гвинта). Клин утримується зде­більшого лише тертям. Для надійності самогальмування клинів необхідно, щоб дотримувалася умова , де a – кут клина, а j – кут тертя. З цією метою ухил у силових клинових з'єднаннях звичайно приймають рівним 1:100, 1:40 або 1:30. Установочні клини виконують з ухилами 1:10, 1:6, 1:4; в усіх випадках при i>1:25 необхідні пристрої, що забезпечують невипадання клину, тобто при і<1:25 і безударних навантаженнях такі пристрої не потрібні, оскільки забезпечується самогальмування. Кріпильні клини зви­чайно виконують із сталі Ст 4, Ст 5, сталь 35, сталь 40, сталь 45.

Переваги клинових з'єднань:

1) простота конструкції;

2) зручність і простота зборки і розбирання;

3) забезпечення центрування з‘єднуваних деталей;

4) можливість передавати великі навантаження.

Недоліки клинових з‘єднань:

1) нетехнологічність конструкції (складність обробки деталей з‘єднання);

2) ослаблення з'єднуваних деталей прорізами для установки клина;

3) необхідність застосування у відповідальних випадках пристроїв, що стопорять клин.

Перераховані недоліки обмежують область застосування клинових з'єд­нань, у даний час застосовуваних там, де зручність і швидкість зборки і розби­рання мають вирішальне значення (наприклад, у парових машинах, двигунах внутрішнього згоряння, у затискних пристроях станочних пристроїв і т. п.).

При розрахунку ненапружених клинових з'єднань за розрахункове при­ймається найбільше зовнішнє навантаження, прикладене до з'єднання.

Стержень працює на розтяг. Умова міцності в перерізі А-А (рис. 6.3):

. (6.1)

Рис 6.3. Розрахункова схема до визначення розмірів стержня

клинового з‘єднання

Товщина клина приймається ; при із (6.1) визначимо d:

. (6.2)

Напруження зминання під клином:

. (6.3)

Розмір визначається із умови міцності на зріз:

(6.4)

Умова міцності на зминання опорної поверхні у втулці (рис. 6.4):

, (6.5)
звідки

.

 

Рис. 6.4. Розрахункова схема до визначення розмірів втулки і штока

клинового з‘єднання

Міцність втулки на розтяг перевіряється за умовою

. (6.6)

Розмір може бути знайдений із умови міцності втулки на зріз

(6.7)

Як правило приймають , де h – висота клина в середньому перерізі. Діаметр втулки приймають .

Аналіз випадків руйнування клина показує, що до початку процесу зрі­зання клин піддається деформації згину. Тому висоту середнього перерізу клина h визначають з умови міцності на згин (рис. 6.5). Клин розглядається як балка, що лежить на двох опорах із рівномірно розподіленим навантаженням із боку стержня. Тоді згинаючий момент:

.

Рис. 6.5. Розрахункова схема до визначення розмірів клина

Момент опору . Умова міцності на згин:

, (6.8)

звідки

. (6.9)

Вважаючи і , отримаємо

. (6.10)

Довжину клина зазвичай приймають ; матеріал клинів Ст 5, Ст 6 та ін. При розрахунку напружених клинових з‘єднань з урахуванням напружень від попередньої затяжки розрахункове навантаження збільшують на 25%. Тоді:

. (6.11)

Штифтові з'єднання

Штифти призначаються для точного взаємного фіксування деталей (кри­шки відносно корпуса редуктора, рис. 6.6, а) і для передачі невеликих наван­тажень (кріплення зубчастого колеса на валі, рис. 6.6, б). По конструкції шти­фти бувають конічні (рис. 6.7, а) і циліндричні (рис. 6.7, б), гладкі і просічні (рис. 6.7, в), тобто з насіченими або видавленими канавками.

Рис. 6.6. Види штифтових з‘єднань

Рис. 6.7. Види штифтів

Циліндричні гладкі штифти ставляться в отвір із натягом і утри­муються від випадання тертям або за допомогою спеціальних пристроїв. Недо­лік циліндричних штифтів – ослаблення посадки при повторних розбираннях і зборках.

Конічні штифти виконуються з конусністю 1:50, що забезпечує надій­ність самогальмування і центрування деталей. Конічні штифти можуть бути поставлені в той саме отвір кілька разів.

Просічні штифти застосовуються тільки для скріплення деталей ма­шин. У порівнянні з гладкими вони не вимагають розгортки отворів і більш на­дійні від випадання. Ці штифти допускають багатократну зборку і розбирання з'єднань.

Штифти виготовляють із сталі Ст 4, Ст 5, Сталь 35, Сталь 40, Сталь 45. Просічні штифти рекомендується виготовляти із пружинної сталі (Сталь 65Г). Діаметр установочних штифтів приймають конструктивно; діаметр кріпильного штифта визначають із розрахунку штифта на зріз. При дії на штифт сили F, перпендикулярної до його осі, умова міцності на зріз при z площинах зрізу:

,
звідки діаметр штифта

, (6.12)

де – допустиме напруження на зріз матеріалу штифта.




©2015 studopedya.ru Все права принадлежат авторам размещенных материалов.