Букинист
Индекс книги: 00076. ББК 34.64. Сварка, резка, пайка, наплавка, склеивание и биметаллизация.
Новые методы сварки и пайки.
А.П. Лопатко, З.В. Никифорова.
ВЫСШАЯ ШКОЛА. М. 1979 г. 88 стр. ил.
В пособии приведены краткие сведения о холодной сварке, диффузионной и термокомпрессионной, сварке взрывом, ультразвуковой, плазменной, сварке лазером и электронным лучом; изложены возможности, области применения и технологические особенности этих видов сварки, основные параметры, сведения об оборудовании.
Сварку и пайку, как виды получения неразъемных соединений, широко применяют в различных отраслях техники. За последние 20 лет разработаны и освоены новые и специальные виды (методы) сварки и пайки, которые внесли корённые изменения в технологию изготовления машин, механизмов, приборов и сооружений.
Достигнуты большие успехи в совершенствовании и внедрении в промышленность широко известных, прогрессивных видов дуговой, электрошлаковой и контактной сварки, низкотемпературной и высокотемпературной пайки с флюсами, в защитном газе и вакууме. Совершенствуется сварка и пайка углеродистых, легированных и нержавеющих сталей, цветных и тугоплавких металлов, жаропрочных сплавов и неметаллических материалов.
Расширяется применение высокопрочных сталей, жаропрочных сплавов на основе никеля и хрома, титановых и алюминиевых сплавов, монокристаллов, волокнистых композитных и неметаллических материалов на основе карбидов, боридов, силицидов и др. Большинство из этих материалов при сварке обычными, традиционными видами сварки, нагреваясь, окисляется, реагируя при этом со многими компонентами газов и флюсов, в результате чего снижается их прочность.
Новые и специальные виды сварки, а также пайки не имеют указанных выше недостатков, так как зона нагрева незначительна вследствие высокой концентрации энергия и малой длительности процессов (например, действие электронного луча, светового излучения, взрыва) или нагрев отсутствует (например, холодная сварка). Применение новых и специальных видов сварки и пайки дает большой экономический эффект.
Электронно-лучевая сварка позволяет получать соединения стальных деталей толщиной от долей миллиметра до 120 мм, а деталей из алюминия и титана толщиной до 200 мм за один проход. Многопучковые лучи обеспечивают высококачественную сварку труб в трубные решетки за один импульс.
За доли секунды девятипучковый луч сваривает сепаратор шарикоподшипника. Производство изделий новой техники связано с применением световой, лазерной, диффузионной и прессовой сварки. При сварке разнородных металлов, плакировании и резке все шире применяют энергию взрыва. Ультразвуковую сварку наряду с получением соединений из металлов и пластмасс применяют даже в медицине.
Область применения новых и специальных видов сварки значительно расширяется в микроэлектронике и приборостроении, автомобилестроении и энергомашиностроении, в авиационной и космической технике, в строительстве и сельском хозяйстве, в медицинской практике.
Новые и специальные виды сварки и пайки позволяют теперь создавать конструкции с заданными параметрами из материалов с различными теплофизическими свойствами, свободными от внутренних напряжений и не требующих последующей термической и механической обработки.
Большая роль в разработке новых и специальных видов сварки и пайки принадлежит советским ученым, работающим в учебных, научно-исследовательских институтах: Московском ордена Ленина и ордена Трудового Красного Знамени высшем техническом училище имени Н. Э.
Баумана (МВТУ), Московском ордена Ленина энергетическом институте (МЭИ), Московском авиационном технологическом институте (МАТИ), Волгоградском политехническом институте, Институте электросварки имени Е.О. Патона, Центральном научно-исследовательском институте технологии машиностроения (ЦНИИТмаш) и др.
Овладение основами теории специальных видов сварки и пайки — важная часть в подготовке высококвалифицированных специалистов.
2. Пайка углеродистых, нержавеющих сталей и жаропрочных сплавов .
К этой группе материалов относятся стали, основу которых составляет железо, и жаропрочные сплавы на никелевой основе, легированные хромом, алюминием и титаном.
Пайка и сварка
Что такое Пайка?
Пайка
как основной метод соединения металлов происходит по причине капиллярного действия расплавленных металлов. Процессы пайки можно подразделять на две категории: с помощью твердых и мягких припоев. Говоря о пайке твердыми припоями, подразумевают использование припоев, плавящихся выше 540 С, мягкими — ниже этой температуры.
При работе твердыми припоями при нагреве паяемых металлов расстояние между их молекулами увеличивается, между ними появляются микроскопические зазоры. Припой получает возможность протечь между соединяемыми металлами и в зазоры между молекулами. При охлаждении металлов и припоя две детали остаются соединенными вместе.
Мягкие припои производятся на основе «белых металлов»: олова, свинца и висмута. Температура пайки недостаточна для «разрыхления» молекул. Сила их сцепления с поверхностью зависит от способности «приплавляться» к микроскопическим неровностям на металле.
Успех пайки зависит от пяти основных этапов
- Подгонка
: все спаиваемые поверхности должны быть тщательно подогнаны друг к другу. Припой не предназначен для заполнения брешей. - Чистота
: успешное соединение деталей требует безупречно чистой поверхности, иначе припой не растечется должным образом. - Флюс
: необходимо некоторое вещество, которое не даст кислороду прореагировать с поверхностью металла и загрязнить ее оксидами. - Нанесение припоя
: на место стыка необходимо наносить подходящий припой и в должном количестве. - Нагрев
: соединяемые металлы нагреваются лишь чуть выше температуры растекания применяемого припоя.
Осваивая лазерную сварку
, ювелир должен понимать некоторые основные принципы процесса сварки, в частности, отличие от пайки. Основное отличие процесса сварки от процесса пайки в том, что при сварке материал, подлежащий свариванию, тоже плавится. При плавке основного материала для сваривания важно проникнуть в шов с правильной энергией луча и ее распределением, чтобы должным образом соединить две детали.
Первое, что должен осуществить лазерный луч — это физическое проникновение в сварочный шов. Лазер должен соединить вместе два фрагмента металла. Для этого могут потребоваться разные характеристики энергии. Например, трехмиллиметровый платиновый ободок кольца требует для сварки энергию, отличную от той, которая нужна для застежки из желтого золота 18 кт.
Прохождение пучка в сварочный шов называется проникновением. Проникновение достигается управлением физической силой лазерного пучка, обычно регулируемой в доступных на рынке лазерных установках через напряжение. Напряжение регулирует силу фотонов (материи) в световом пучке.
Напряжение — это лишь одна из характеристик выходного лазерного пучка. Лазер должен обладать достаточной энергией для достижения пучком места сварки, а для этого нужно преодолеть сопротивление металла вокруг сварочного шва и проникнуть сквозь сопротивляющийся металл для доступа к внутренним поверхностям шва.
После проникновения к месту действия, лазерный пучок должен сохранять достаточную мощность для осуществления собственно сварочного действия (плавки окружающего металла). Другая управляемая характеристика мощности лазера — это продолжительность облучения металла в течение одного импульса (продолжительность импульса).
Она регулируется на большинстве установок отрезками, измеряемыми и выражаемыми в милисекундах. Металл, по мере облучения лазером, нагревается до точки плавления и растекается по шву, заполняя его и соединяя фрагменты способом, не оставляющим шов. Продолжительность импульса можно использовать для проникновения через плавку, вместо силового проникновения, достигаемого через большое напряжение.
Лазерный пучок для проникновения требует иных аспектов мощности, чем для плавки. Напряжение и продолжительность импульса прямо пропорциональны величине мощности (измеряемой в джоулях) лазерного пучка, то есть увеличение напряжения, либо продолжительности импульса увеличивают входную мощность пучка, а уменьшение любого из этих параметров уменьшает общую мощность пучка.
Что делает лазер лазером?
Когерентный свет может быть сфокусирован намного точнее некогерентного (рассеянного), что позволяет обеспечивать очень высокую концентрацию световой энергии на очень малой площади. Эта энергия, отнесенная к единице площади, в 1000 раз выше, чем энергия на поверхности солнца.
Высокая температура, достигаемая при концентрации энергии, достаточна для локального разогрева металла до точки его плавления и выше.
Фактически на локальное плавление металла затрачивается очень малая часть энергии лазера. Лазер – идеальный инструмент для работы со всеми видами изделий из драгоценных металлов и сплавов, включая изделия с драгоценными вставками, чувствительными к температурным воздействиям.
Лазер, используемый в ювелирной промышленности, является твердотельным лазером и функционирует по классической схеме. Конденсаторная батарея используется для накопления энергии, которая расходуется на генерацию сильного светового импульса в лампе накачки.
Этот свет попадает на Nd YAG-кристалл. Кристалл преобразовывает белый свет от лампы накачки в когерентный лазерный луч, который многократно умножается в резонаторе (кристалл, отражающее зеркало, отклоняющее зеркало). Процесс управляется бортовым микрокомпьютером.
Через систему линз лазерный луч попадает в рабочую камеру. Процесс сварки контролируется непосредственно через стереомикроскоп.
Чем лучше настроены все узлы лазера, тем выше качество и результат сварки и выше ресурс работы машины.
Энергия лазерного луча расплавляет металл в точке его контакта с металлом. Размер пятна и глубина проникновения луча в металл зависят от трёх основных параметров:
- Напряжение (мощность) – чем выше, тем глубже проникновение;
- Время (длинна) импульса – чем дольше, тем шире и глубже, тем больше расплавленного металла;
- Диаметр луча – чем больше, тем больше площадь сварки (пятна) но и ниже концентрация энергии на единице площади поверхности.
Для различных металлов эти параметры определяются в зависимости от их физико-химических свойств. Например, низкопробные золотые сплавы (белого и желтого цвета) просто и легко свариваются.
Высокопробные сплавы желтого золота (22К и выше), серебряные и медные сплавы свариваются намного хуже из за высокой отражательной способности и высокой теплопроводности.
Сварочный лазер должен иметь качественный (хорошо отьюстированный) луч. В этом случае результат сварки будет оптимальным, даже тогда, когда область сварки выходит за фокальную плоскость оптических приборов лазера.
Точная юстировка (настройка) оптики на всех участках прохождения луча улучшает его качественные параметры. Для достижения наилучшего результата при производстве лазера необходимо провести предварительные юстировочные работы.
Следует принять во внимание, что некоторые так называемые «производители лазеров» просто покупают отдельные компоненты различных поставщиков и механически их собирают. Весьма часто на их производственных участках изготавливаются только корпуса приборов.
Только отличная юстировка луча обеспечивает высококачественный результат и высокий ресурс работы.
Пайка и сварка – сравнение процессов.
Главная цель разработки лазеров для использования в ювелирной промышленности состояла в том, чтобы сэкономить время, уменьшить уровень брака и улучшить качество производимых изделий. Весьма часто, готовые ювелирные изделия отбраковываются из за дефектов, которые не могут быть устранены традиционными технологическими методами.
При пайке различия в цвете и твердости металла припоя ухудшают дизайн изделия и его механические свойства. Кроме того, после этой операции необходимо проводить отбеливание изделия с последующей полировкой.
При сварке нет необходимости в применении припоя. В этом случае используется присадочная проволока из металла, аналогичного металлу изделия, и нет разницы ни в цвете, ни в твердости. Нет так же необходимости отбеливания изделия с его последующей полировкой. Все эти аспекты делают лазер абсолютно необходимым инструментом для ремонта ювелирных изделий.
Элементы изделий, чувствительные к высоким температурам, такие, например, как ювелирные вставки (драгоценные и другие камни), а также пружинные элементы могут быть повреждены при ремонтных операциях, связанных с пайкой. Поэтому эти элементы предварительно должны быть удалены.
Эти процедуры достаточно трудоёмки. Кроме того, камни, иногда достаточно дорогие, могут быть повреждены в результате раскрепки изделия. Пружинные элементы могут потерять свои механические свойства в результате отжига, при нагреве изделия под пайку. После пайки эти элементы необходимо установить на изделие – закрепить вновь вставки или завести пружины.
В случае лазерной подварки дефектов нет необходимости выкреплять камни и демонтировать пружинные элементы, так как высокотемпературное воздействие энергии лазерного луча сконцентрировано только в месте заварки дефекта и не нагревает всё изделие. Соответственно не нужно вновь крепить камни и заводить пружины.
В связи с этим лазер имеет существенное преимущество перед всеми остальными видами сборки, при этом значительно сокращается операционное время сборки, поскольку не требуется использование открытого пламени для пайки и целого ряда промежуточных технологических операций и приспособлений для их проведения.
Типовое применение лазера в ювелирной промышленности.
- Подварка дефектов (пор, раковин) с применением присадочной проволоки идентичного сплава.
- Подварка дефектов (пор, раковин) с применением присадочной проволоки идентичного сплава для изделий со вставками из драгоценных камней и элементов, чувствительных к нагреву.
- Подварка дефектов (пор, раковин) с применением присадочной проволоки идентичного сплава для изделий с пружинными элементами. Без отжига последних.
- Сборка или ремонт уже полированных частей.
- Сборка или ремонт изделий с закрепленными вставками из драгоценных камней, чувствительных к нагреву.
- Все виды монтировочных работ без применения фиксирующих приспособлений (биндеры, фиксирующие пинцеты и т.д.)
- Ремонт антикварных изделий без снятия/порчи патины.
- Ремонт дефектов закрепки – крапанов и других видов кастов без предварительной раскрепки камней, включая драгоценные.
- Сборка трудоемких изделий с большим количеством мелких элементов без предварительной монтировки в гипсе.
- Сборка браслетов.
- Ремонт и сборка полых изделий с толщиной стенки менее 0,2 мм.
- Сварка шинок колец при операции уменьшения размера.
- Удаление гравировки методом подварки.
- Соединение различных металлов (золото/платина, золото/титан и т.д.)
- Сборка и ремонт элементов часов, в том числе из титана и нержавеющих сталей.
- Ремонт матриц и пуансонов для штамповки.
Соединение пайкой и склеиванием
Соединения пайкой. При пайке детали соединяются посредством расплавленного присадочного материала (металла или сплава), называемого припоем. При пайке основной материал не расплавляется как при сварке, так как припой имеет более низкую температуру плавления. Нагрев припоя и детали осуществляют паяльником, газовой горелкой, токами высокой частоты и др.
Пайкой соединяют детали из стали, чугуна, цветных металлов и сплавов, стекла и других материалов. В отличие от сварки пайкой можно соединять детали из разнородных материалов: стальные – с алюминиевыми, стеклянными, резиновыми.
Пайка находит широкое применение в приборостроении, электротехнике, радиотехнике. В настоящее время пайку широко применяют в авиастроении. Наблюдается тенденция перехода от клепаной алюминиевой обшивки к обшивке из тонких стальных листов с сотовым промежуточным заполнением. Эту обшивку изготовляют в виде панелей, паяных в термических печах (рис. 5.10).
Рис. 5.10. Паяные панели
Паяные соединения используют также в случае, когда сварка недопустима из-за возможного прожога деталей.
Недостаток паяных соединений – меньшая механическая и термическая прочность по сравнению со сварными соединениями.
Используют припои легкоплавкие (мягкие) с температурой плавления tпл < 300° C и тугоплавкие (твердые) с tпл > 500° C.
Наиболее распространенные мягкие припои (ПОС30, ПОС40, ПОС61 и др., ГОСТ 21930-76) получают на основе олова или свинца. Отличаются незначительными твердостью и прочностью, но допускают пайку большинства металлов и поэтому широко используются для соединения малонагруженных деталей (радиосхем, герметических соединений).
Твердые припои на основе серебра, меди, цинка (ПСр40, ПСр72, ПН25) обладают достаточно высокой прочностью и термостойкостью. В некоторых случаях швы, паянные твердыми припоями, не уступают по прочности основному металлу.
Для растворения и удаления окисных пленок, а также в целях защиты паяного шва от окисления применяют специальные химические вещества – флюсы. Они подразделяются на кислотные (бура, хлористый цинк и др.) и бескислотные (канифоль, нашатырный спирт). Кислотные флюсы вызывают коррозию металлов, поэтому детали после пайки тщательно промывают.
Пайкой выполняют соединение листов встык (рис. 5.11, а) и внахлестку (рис. 5.11, б), соединение труб (рис. 5.11, в). Для проникания припоя между деталями оставляют зазор (0,05-0,15 мм).
Рис. 5.11. Соединения пайкой
Расчет прочности паяных соединений аналогичен расчету сварных. Для стыковых соединений
σ = F/(δb) ≤ [σ’], (5.5)
для нахлесточных соединений
τ = F/(bl) ≤ [τ’], (5.6)
где [σ’] и [τ’] – допускаемые напряжения в паяном шве.
При соединении стальных деталей прочность материала деталей обычно больше прочности материала шва. В подобных случаях условие равнопрочности можно обеспечить только для нахлесточных соединений. Значение нахлестки по условию равнопрочности (см. рис. 5.11, б)
l = [σ]δ / [τ’], (5.7)
где [σ] – допускаемое напряжение для материала деталей.
Соединение склеиванием. Склеивание – один из наиболее прогрессивных методов соединения деталей, получивший в последнее время широкое распространение после того, как были разработаны высокопрочные, термо- и водостойкие клеи, создано технологическое оборудование и проведены всесторонние исследования свойства клеевых соединений.
Имеются клеевые составы с избирательной адгезией к каким-либо определенным материалам – это специальные клеи (например, резиновые); с высокой адгезией к различным материалам (например, к металлам, керамике, дереву, пластмассам и др.) – это универсальные клеи.
В процессе склеивания выполняют ряд последовательных операций: подготовку поверхностей деталей, нанесение клея, сборку соединения, выдержку при соответствующих давлении и температуре. Подготовка поверхностей обычно заключается в их взаимной подгонке, образовании шероховатости путем зачистки наждачной шкуркой или пескоструйным аппаратом, удалении пыли и обезжиривании с помощью органических растворителей. Шероховатость увеличивает поверхность склеивания. Сравнительно длительная выдержка, необходимая для полимеризации, является одним из недостатков клеевых соединений.
Прочность клеевого соединения в значительной степени зависит от толщины слоя клея. Рекомендуемые значения 0,05…0,15 мм. Толщина слоя клея зависит от его вязкости и давления при склеивании. Клеевые соединения лучше работают на сдвиг, хуже на отрыв. Поэтому предпочтительны нахлесточные соединения. Для повышения прочности применяют комбинацию клеевого соединения с резьбовым, сварным или заклепочным.
В авиастроении склеивание применяют для соединения листов обшивки самолетов и вертолетов с элементами жесткости (стрингерами, нервюрами и др.), при изготовлении лопастей вертолетов, элеронов, рулей, закрылков, щитков, крышек люков, панелей полов.
Расчеты на прочность производят по тем же формулам, что и для паяных соединений. Качество клеевого соединения характеризуется не только его прочностью, но также водостойкостью, теплостойкостью и другими показателями.
10) Прессовые соединения (соединения с натягом). Области применения и расчёт.
Соединение деталей с помощью посадок с гарантированным натяжением называют прессовыми. Эти соединения занимают некоторое промежуточное положение между разъемными и неразъемными соединениями. При небольшим натяжением прессовые соединения допускают неоднократное сборку и разборку без повреждения деталей, но при этом несколько уменьшается несущая способность соединения. При большим натяжением при разборке соединений возможны значительные повреждения, а порой и разрушение деталей соединения. Особенностью прессовых соединений является то, что они осуществляются без дополнительных деталей.
Прессовые соединения разделяют на две группы:
1. Прессовые соединения типа «вал — ступица», в которых соединяемых поверхностей деталей имеют цилиндрическую или коническую форму. Этот очень распространенный, простой, надежный и экономичный способ соединения деталей используют при относительно редких — сборке деталей соединения, допускает передачу больших нагрузок, в том числе вибрационных и ударных. Прессовые соединения такого типа применяют для соедин ния бандажа с колесом и колеса с осью колесной пары железнодорожного вагона (рис. 14.1, а), для соединения зубчатых колес с валами (рис. 14.1, б), при закреплении подшипников на валах (рис. 14.1, в) и др.. В прессовом соединении по конических поверхностях (рис. 14.1, г) требуется натяжение создается, например, соответствующей затяжкой гайки на валу.
В прессовых соединениях типа «вал — ступица» нагрузки (крутящий момент или осевая сила) передается через силы трения на сопряженных поверхностях деталей. Нужен нормальный давление между этими поверхностями создается силами упругих деформаций деталей, возникающие из-за натяжение.
2. Стяжные соединения двух или более деталей с помощью специальных стяжные планок-анкеров (рис.14.1, д) или стяжные колец (рис.14.1, е). Контакт деталей в этом случае осуществляется по плоскостях. Стяжные детали устанавливают по посадкам с гарантированным натяжением . Из-за технологических трудностей изготовления таких соединений их использование ограничено редкими случаями некоторых деталей (сборных станин, маховиков и др..).
В дальнейшем ограничимся рассмотрением только прессовых соединений типа «вал — ступица», которые осуществляются по цилиндрических поверхностях. Простота и технологичность такого соединения обеспечивают ему низкую стоимость и возможность использования в массовом производстве. Высокая точность центрирования деталей и равномерное распределение нагрузки на всю посадочную поверхность позволяет применять прессовое соединение для скрепления деталей современных высокоскоростных машин.
Существенным недостатком прессового соединения зависимость его несущей способности от ряда факторов, которые трудно поддаются учету: широкого рассеивания значений коэффициента трения и натяжения, влияния рабочих температур на прочность соединения и др. К недостаткам соединения относятся также наличие высоких напряжений в деталях при запрессовке их и уменьшения сопротивления атомного разрушения вследствие концентрации напряжений у краев отверстий.
На практике часто применяют комбинацию прессового и шпоночного соединения В этом случае прессовое соединение может быть основным или вспомогательным. Если прессовое соединение основное, то оно воспринимает большую часть нагрузки, а шпонка только повышает надежность соединения (резервный элемент). Вспомогательная роль прессового соединения отводится для частичной разгрузки шпонки и центрирования деталей. В практических расчетах предполагают, что нагрузка воспринимается основным соединением — прессовым или шпоночного. Для прессовых соединений деталей рекомендуют такие посадки: H7/n6; H7/p6; H7/r6; H7/s6; N7/h6; P7/h6.
11) Основные типы и геометрические параметры резьбы
Резьбовыми называют соединения деталей с помощью резьбы. Они являются наиболее распространенным видом разъемных соединений. Резьбу имеют свыше 60 % деталей, применяемых в авиадвигателе. В конструкцию планера входит также большое число резьбовых деталей (например, при сборке планера тяжелого магистрального самолета используется свыше 150 тыс. болтов и винтов).
Резьба (рис. 5.12) – выступы, образованные на основной поверхности винтов и гаек и расположенные по винтовой линии.
Рис. 5.12. Резьбовое соединение
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.
По профилю резьбыразличают треугольные, прямоугольные, трапецеидальные, круглые и другие резьбы (рис. 5.13).
По направлениювинтовой линии различают правую и левую резьбы. У правой резьбы винтовая линия идет слева направо и вверх, у левой – справа налево и вверх. Наиболее распространена правая резьба.
По числу заходов – однозаходная и многозаходная резьбы. Наиболее распространена однозаходная резьба.
Резьбу получают (формируют) методом резания, накатыванием (обработкой давлением), литьем и прессованием (композиционных материалов, порошков).
Основные геометрические параметры цилиндрических резьб включают: наружный d, средний d2 и внутренний d1 диаметры резьбы, шаг резьбы р, угол профиля α и число заходов n.
Метрическая резьба – основной вид резьбы крепежных деталей с углом профиля α = 60°. Она бывает с крупным и мелким шагом. Чаще всего выполняют наиболее износостойкую и технологичную резьбу с крупным шагом. Резьбы с мелким шагом характерны для тонкостенных изделий.
Трубные резьбы (цилиндрическая и коническая) служат для соединения труб и арматуры.
Трапецеидальная резьба технологична, отличается высокой прочностью витков и является основной для винтовых механизмов.
Упорная резьба имеет несимметричный профиль витков и выполняется на винтах, воспринимающих значительную одностороннюю нагрузку.
Прямоугольная резьба сложна в изготовлении и применяется редко.
Геометрические параметры резьб (кроме прямоугольной) и их допуски стандартизованы.
Материалы для изготовления крепежных деталей. Стандартные крепежные изделия изготавливают из мало- и среднеуглеродистых сталей Ст3кп, Ст5, 10, 15, 20, 30, 45 и др. Для ответственных конструкций (при ударных нагрузках, высоких температурах) применяют легированные стали 40Х, 38ХА, 30ХГСА, 35ХГСА, 40ХНМА. Для повышения прочности и коррозионной стойкости крепежные детали подвергают механическому упрочнению или термической обработке.
Механические характеристики материалов крепежных деталей нормированы ГОСТ. Для стальных болтов, винтов и шпилек предусмотрено 12 (3.6, 4.6, 4.8, …, 14.9), а для гаек – 7 классов прочности и соответствующие им марки сталей. Первое число в обозначении болтов, винтов и шпилек, умноженное на 100, равно минимальному значению предела прочности стали в МПа; произведение чисел, разделенных точкой, умноженное на 10, определяет предел ее текучести. Например, для болта класса 4.6 σвmin = 4·100 = 400 МПа, σТ = 4·6·10 = 240 МПа. Такие механические характеристики обеспечивает сталь 20. Гайки изготавливают, как правило, из стали Ст3.
12) Расчёт резьбы на прочность
При расчете резьбы на прочность принимают следующее допущение: все витки резьбы нагружаются равномерно (хотя теоретическими и экспериментальными исследованиями установлено, что для гайки с шестью витками первый виток резьбы воспринимает 52% всей осевой нагрузки, второй — 25%, третий — 12%, шестой — только 2%).
На практике расчет резьбы на прочность проводится по условным напряжениям, которые сравнивают с допускаемыми, определяемыми на основе экспериментов. Полагая нагружение витков равномерным, резьбу принято рассчитывать по напряжениям смятия и среза.
Рис. 46. К расчету резьбы на срез
Расчет резьбы по напряжению смятия.
Условие прочности витка резьбы по смятию:
а) для гайки
б) для винта
где F — осевая сила, действующая на болт, d2 — среднийдиаметр резьбы, h — высота витка, z — число витков резьбы в гайке, [σ]смв — допускаемое напряжение смятия материала винта, [σ]смг — допускаемое напряжение смятия материала гайки.
Расчет резьбы по напряжению среза.
Проверочный расчет. Условие прочности
τср≤[τ]ср,
где τср — расчетное напряжение среза в резьбе; [τ]ср — допускаемое напряжение среза в резьбе.
Для винта:
для гайки
здесь F — осевое усилие, действующее на болт; d1 — внутренний диаметр резьбы; d — наружный диаметр резьбы; Н — высота гайки; K=cd/P — коэффициент, учитывающий тип резьбы (K=0,8 — для треугольной резьбы; К=0,5 — для прямоугольной и К= 0,65 — для трапецеидальной резьбы).
Проектировочный расчет (рассматривается случай, когда материал гайки и винта одинаков). Задавшись типом резьбы и определив диаметр при проектном расчете, можно определить высоту гайки:
Стандартные крепежные изделия на прочность резьбы не рассчитывают.
Из условия равнопрочности резьбы и стержня винта определяются высота гайки, нормы на глубину завинчивания винтов и шпилек в деталь и прочие размеры.
Все параметры резьб и крепежных изделий стандартизованы. Расчет на прочность болтов ведут по прочности стержня болта на растяжение. Расчеты на прочность резьб стандартных крепежных деталей не ведут.
13) Расчёт стержня болта (винта) на прочность, при различных способах нагружения
Стержень винта нагружен только внешней растягивающей силой.
Примером служит резьбовой участок крюка для подвешивания груза (рис. 1.18). Опасным является сечение, ослабленное резьбой. Площадь этого сечения оценивают приближенно по внутреннему диаметру d1 резьбы.
Условие прочности по напряжениям растяжения в стержне
А=^/[(7г/4К2]^[а]. (1.16)
Допускаемые напряжения [о] здесь и далее см. табл. 1.2.
Болт затянут, внешняя нагрузка отсутствует. Примером служат болты для крепления ненагруженных герметичных крышек и люков корпусов машин (рис. 1.19). В этом случае стержень болта растягивается осевой силой F3Ат, возникающей от затяжки болта, и закручивается моментом сил трения в резьбе Тр [см. формулу (1.5), где F равна F3„].
Напряжение растяжения от силы F3fLT
C=F2J[(n/4)d12]. Напряжение кручения от момента Тр
Т = Гр/Жр = 0,5/^2 tg (ф Ф)/(0,2^3). (1.17)
Требуемая сила затяжки
Где А — площадь стыка деталей, приходящаяся на один болт, о^ — напряжение смятия в стыке деталей, величину которого выбирают по условиям герметичности [см. также рекомендации (1.28)]. Прочность болта определяют по эквивалентному напряжению
(1.18)
Вычисления показывают, что для стандартных метрических резьб
<7ЭЖ« 1,3(7.
Это позволяет рассчитывать прочность болтов по упрощенной формуле
<Хэж= (1.19)
Расчетами и практикой установлено, что болты с резьбой меньше М10…М12 можно разрушить при недостаточно квалифицированной затяжке. Например, болт с резьбой Мб разрушается при силе на ключе, равной 45 Н; болт с резьбой М12 — при силе 180 Н (см. табл. 1.6). Поэтому в среднем и тяжелом машиностроении не рекомендуют применять болты малых диаметров (меньше М8). На некоторых заводах для затяжки болтов используют специальные ключи предельного момента. Эти ключи не позволяют приложить при затяжке момент больше установленного. В таком случае отпадает необходимость ограничивать применение болтов малых диаметров (при условии, что ключи предельного момента применяют и в эксплуатации).
Болтовое соединение нагружено силами, сдвигающими детали в стыке. Условием надежности соединения является отсутствие сдвига деталей в стыке. Конструкция можетбыть выполнена в двух вариантах.
Болт поставлен с зазором (рис. 1.20). При этом внешнюю нагрузку Fуравновешивают силами трения в стыке, которые образу-
Ются от затяжки болта. Без затяжки болтов детали могут сдвигаться в пределах зазора, что недопустимо. Рассматривая равновесие детали 2, получим условие отсутствия сдвига деталей
= а/,
F3fLT=KF/(if),
Где I — число плоскостей стыка деталей (на рис. 1.20 /= 2; при соединении только двух деталей z==l); /—коэффициент трения в стыке (/«0,15…0,20 для сухих чугунных и стальных поверхностей); К — коэффициент запаса (J5T=1,3…1,5 при статической нагрузке; К= 1,8…2 при переменной нагрузке).
Прочность болта оценивают по эквивалентному напряжению [формула (1.19)].
Отметим, что в соединении, в котором болт поставлен с зазором, внешняя нагрузка не передается на болт. Поэтому болт рассчитывают только на статическую прочность по силе затяжки даже при переменной внешней нагрузке. Влияние переменной нагрузки учитывают путем увеличения коэффициента запаса.
Болт поставлен без зазора (рис. 1.21). В этом случае отверстие калибруют разверткой, а диаметр стержня болта выполняют с допуском, обеспечивающим беззазорную посадку. Такая установка болта в отверстие соединяемых деталей обеспечивает восприятие внешней нагрузки стержнем болта. При расчете прочности соединения не учитывают силы трения в стыке, так как затяжка болта в принципе не обязательна[3]. В общем случае болт можно заменить штифтом. Стержень болта рассчитывают по напряжениям среза и смятия. Условие прочности по напряжениям среза
Т=/у[(я/4)<*2*КМ,
Где г — число плоскостей среза (на рис. 1.21, а /= 2; при соединении только двух деталей на рис. 1.21, б /=1).
Закон распределения напряжений смятия по цилиндрической поверхности контакта болта и детали (рис. 1.22) трудно установить точно. В значительной степени это зависит от точности размеров и формы деталей соединения. Поэтому расчет на смятие производят по условным напряжениям. Эпюру действительного распределения напряжений (рис. 1.22, а) заменяют условной с равномерным распределением напряжений (рис. 1.22, б). При этом для средней детали (и при соединении только двух деталей)
Ф
F—2 J (Тсм^ОCoscpdcp = (TCM82d,
Или
Для крайней детали
<7см = даЙ1К[<Хсм].
Формулы (1.22) справедливы для болта и деталей. Из двух величин напряжений о^ в этих формулах расчет прочности выполняют по наибольшей, а допускаемое напряжение определяют по более слабому материалу болта или детали.
Сравнивая варианты установки болтов с зазором и без зазора (см. рис. 1.20 и 1.21), следует отметить, что первый вариант дешевле второго, так как не требует точных размеров болта и отверстия. Однако условия работы болта, поставленного с зазором, хуже, чем без зазора. Так, например, приняв коэффициент трения в стыке деталей/=0,2, 1,5 и /= 1, из формулы (1.20) получим jfr3aT=7,5JF. Следовательно, расчетная нагрузка болта с зазором в 7,5 раза превышает внешнюю нагрузку. Кроме того, вследствие нестабильности коэффициента трения и трудности контроля затяжки работа
RvfffV
Таких соединений при сдвигающей нагрузке недостаточно надежна.
В авиастроении получает распространение постановка болтов с высоким упругоп — ластическим натягом. Таким способом соединяют, например, листы из дюралевого сплава Д16Т болтами из титанового сплава ВТ-16. Материал болтов существенно прочнее материала деталей. При сдвигающих переменных нагрузках наблюдается усталостное разрушение не болтов, а деталей в сечении, ослабленном отверстиями под болты. При установке болтов с высоким натягом в зоне отверстия деталей происходят упругопластические деформации. Высокая пластичность материала деталей позволяет осуществить натяги до 2% и более от диаметра болта. Это значительно превышает все натяги стандартных посадок.
Долговечность таких соединений в несколько раз превышает долговечность соединений без натяга.
Болт затянут, внешняя нагрузка раскрывает стык деталей. Примером служат болты для крепления крышек резервуаров, нагруженных давлением р жидкости или газа (рис. 1.23).Затяжка болтов должна обеспечить герметичность соединения или нераскрытие стыка под нагрузкой. Задача о распределении нагрузки между элементами такого соединения статически неопределима и решается с учетом деформаций этих элементов. Обозначим: F3AT— сила затяжки болта; F=Fz/Z — внешняя нагрузка соединения, приходящаяся на один болт(Z — число болтов).
После приложения внешней нагрузки к затянутому соединению болт дополнительно растянется на некоторую величину А, а деформация сжатия деталей уменьшится на ту же величину.
Для простоты можно сказать, что только часть внешней нагрузки дополнительно нагружает болт, а другая часть идет на разгрузку стыка[4].
Если обозначим х коэффициент внешней нагрузки(учитывает приращение нагрузки болта в долях от силы F), то дополнительная нагрузка болта равна а уменьшение затяжки стыка — (1 — Y)F. Величину коэффициента х определяют по условию равенства деформаций болта и деталей, возникающих после приложения внешней нагрузки.
Д = ^ = (1-*)Д*да (1.23)
Где Яб — податливость болта, равная его удлинению при единичной нагрузке; Яд — суммарная податливость соединяемых деталей при том же условии.
Из равенства (1.23) имеем
^Яд/Ое Яд). (1.24)
Далее получим приращение нагрузки на болт
F* = XF,(1.25)
Расчетную нагрузку болта с учетом (1.19)
F9=lЈF„ XF (1.26)
И остаточную затяжку стыка от одного болта
(1.27)
Анализ полученных решений и выбор затяжки соединений. 1. С увеличением податливости болта Яб и уменьшением податливости деталей Яд уменьшается х и приращение нагрузки болта F6 [см. формулу (1.25)]. Эту зависимость выгодно используют на практике и особенно при переменной внешней нагрузке F. Например, при изменении внешней нагрузки F от нуля до максимума (рис. 1.24) в расчетной нагрузке Fv болта изменяется только составляющая FQ(по тому же закону, что и F). Как правило, Яд значительно меньше Яб, поэтому F6 значительно меньше F. От переменной составляющей F6 зависит сопротивление болта усталости. Применение упругих болтов (рис. 1.25) является хорошей защитой от усталостного разрушения. Опасным сечением для прочности стержня является сечение по внутреннему диаметру резьбы dx [см. формулу (1.16)]. Учитывая отсутствие концентрации напряжений в ненарезанной части стержня, ее диаметр можно выполнить меньше Dx (рис. 1.25, А) или просверлить здесь отверстие (рис. 1.25, б). При этом болт будет равнопрочным, а его податливость увеличится.
Оптимизация конструкции болта здесь выполняется по условию равнопрочности с целью уменьшения его материалоемкости и повышения усталостной прочности.
2. С уменьшением Рж при постоянной F уменьшается F^ [см. формулу (1.27]. При — х)^сила ^ст становится равной нулю,
В стыке появляется зазор. Образование зазора в стыке недопустимо,
И С
Рис. 1.24 Рис. 1.25
Так как при этом нарушается плотность соединения, а при переменной нагрузке появляются удары в стыке, от которых соединение быстро разрушается.
Таким образом, достаточная предварительная затяжка F^ обеспечивающая нераскрытие стыка деталей, является необходимым условием надежности и герметичности соединения. Условие нераскрытия стыка: irCT> 0.
Практически нераскрытие стыка зависит не только от величины силы затяжки F3TlT, но и от сохранения ее в эксплуатации. Последнее определяется следующими факторами:
Качеством обработки поверхностей стыка. При большой шероховатости поверхности ее неровности постепенно сминаются, что приводит к ослаблению затяжки. Для ответственных соединений Поверхности стыка деталей рекомендуют шлифовать;
Числом поверхностей стыков. Чем больше поверхностей, тем хуже сохраняется затяжка(на рис. 1.23 число поверхностей стыка равно пяти, считая поверхности под гайкой и головкой болта);
Качеством поверхности и точностью резьбы. Грубая резьба сминается и уменьшает силу затяжки. В ответственных соединениях рекомендуют применять гайки, увеличивающие равномерность распределения нагрузки по виткам резьбы (см. рис. 1.16);
Надежностью способа стопорения резьбы (см. рис. 1.9… 1.12); Качеством прокладок. Упругие прокладки в стыке лучше сохраняют затяжку. (Отметим, что пружинная шайба (см. рис. 1.23) в этом смысле также выполняет роль упругой прокладки.)
В зависимости от перечисленных факторов, трудно поддающихся учету, а также ввиду опасности раскрытия стыка деталей целесообразно применять высокую затяжку соединений, особенно при переменных нагрузках. Это положение подтверждается практикой эксплуатации резьбовых соединений. На практике рекомендуют принимать
Fзат — K^g^F,
Где А! зат — коэффициент затяжки.
По условию нераскрытия стыка [11, 3]: при постоянной нагрузкеКзят= 1,25…2, при переменной нагрузке АГзат=2,5…4.
По условию герметичности: при мягкой прокладке КзаТ = 1,3…2,5, при металлической фасонной прокладке /^ах = 2…3,5, при металлической плоской прокладкеА^зат =3—5.
Выбрав Кзлт при известных Лб, Яд или можно определить Fv, F6 и F„ по формулам (1.26), (1.25) и (1.27).
Определение податливости болта и деталей. В простейшем случае при болтах постоянного сечения и однородных деталях (рис. 1.26)
Аб^/бДЯбЛб); АД=<У№А), (1.29)
ГдеEqИ 2ГД,А^иАц — модули упругости материалов и площади поперечного сечения болта и деталей;IQ — длина болта, участвующая в деформации;да — суммарная толщина деталей; приближенно /g «
В более сложном случае коэффициенты податливости определяют по сумме податливостей отдельных участков болта (см. рис. 1.25) и отдельных деталей (см. рис. 1.23):
I! Еб V*61 Аб2 AqJ*
— — »• —)•
В формуле (1.30) под расчетной площадьюАД понимают площадь только той части деталей, которая участвует в деформации от затяжки болта. Условное определение этой площади в простейшем случае изображено на рис. 1.26. Здесь полагают, что деформации от гайки и головки болта распространяются в глубь деталей по конусам с углом а=30°, или tga«0,5. Приравнивая объем этих конусов к объему цилиндра, находят его диаметр:
На рис. 1.27 изображено соединение, в котором внешняя нагрузкаF увеличивает деформацию не только болта, но и деталей 1 и2 (шайба и набор тарельчатых пружин). Поэтому при расчете коэффициента внешней нагрузких детали1 и2 нельзя учитывать наравне с деталями 3, 4, 5, деформация которых уменьшается. В таких случаях все детали соединения принято разделять на две системы: детали системы болта, в которых под действием внешней нагрузки абсолютная величина деформаций возрастает (на рис. 1.27 болт и детали 1 и 2); детали системы корпуса, в которых абсолютное значение деформаций уменьшается (на рис. 1.27 детали 3, 4, 5). При этом
5/5 3^1
В соединении на рис. 1.27 набор тарельчатых пружин существенно увеличивает податливость системы болта, а следовательно, уменьшает нагрузку на болт. В общем случае задачу о расчете Аа и Ха приходится решать с учетом конкретных, сложных и многообразных деталей (например, литые крышки цилиндров с ребрами, пустотами и т. п.).
Для большинства практических случаев расчет податливости деталей связан с большими трудностями. Между тем расчеты и испытания конструкций показывают, что отношение Яд/(Яб Яд) невелико и не превышает обычно 0,2…0,3. Поэтому для приближенных расчетов соединений без мягких прокладок принимают
Х=Яд/(^ Яд)<(0,2…0,3). (1.31)
Прочность болта при статических нагрузках. При статических нагрузках прочность болта в соединении типа рис. 1.23 оценивают по формуле
(1.32)
Прочность болта при переменных нагрузках. При переменных нагрузках [см. рис. 1.24 и формулы (1.25) и (1.26)] полное напряжение в болте можно разделить на постоянное
<Гт = [^зат (F6/2)]/A6 И переменное с амплитудой
(7A=(F6/2)A6.
Запас прочности по переменным напряжениям подсчитывают по формуле (см. курс «Сопротивление материалов»)
(см. табл. 1.2),
Где сг J—предел вьшосливости материала болта (см. табл. 1.1);
К<, — эффективный коэффициент концентрации напряжений в резьбе (определяют при испытании затянутой резьбовой пары, а не просто стержня с резьбой); фа&0,1 —коэффициент чувствительности материала болта к асимметрии цикла напряжений.
ВеличинаКа зависит от многих факторов и трудно поддается учету. Для приближенных расчетов рекомендуют [3]: ^«3,5…4,5 — углеродистые стали, — легированные стали. Большие величины относятся к резьбам сD>2Q мм. Указанные величиныКа получены для метрических нарезных резьб и при простых гайках. Для накатанных резьбКа уменьшают на 20…30%. При применении специальных гаек (см. рис. 1.16), выравнивающих распределение нагрузки по виткам резьбы,Ка уменьшают на 30…40%.
Запас статической прочности по текучести материала проверяют по формуле
5Х — бГт/^тах — 0″т/(>т О (см. табл. 1.2).
Практический (приближенный) расчет затянутых болтов при растягивающей внешней нагрузке. В большинстве случаев величину силы затяжки болтов на практике не контролируют, поэтому смысл точного расчета теряется. Для приближенного расчета, учитывая рекомендации(1.31), принимают/ = 0,2…0,3. При этом
Fv= l,3f3aT (0,2…0,3).F.
Величину выбирают по рекомендациям(1.28). Далее в зависимости от Характера нагрузки используют формулы(1.32) или (1.34) и(1.35).
Прочность болтов при высоких температурах. При высоких температурах в болтовом соединении могут возникать дополнительные температурные нагрузки. Эти нагрузки возникают в том случае, когда температурные коэффициенты линейного расширения материалов болта и соединяемых деталей не одинаковы. Температурные нагрузки подсчитывают по условию совместности деформаций, которые рассматривают в курсе «Сопротивление материалов». Температурные напряжения в болтах понижают путем применения материалов с близкими температурными коэффициентами линейного расширения или постановки упругих прокладок, упругих болтов и шайб.
При температурах свыше150 °С для легких сплавов и300 °С для конструкционных сталей в затянутых соединениях становятся су
щественными явления релаксации и заедания. Релаксация связана с ползучестью материала при высоких температурах. Она проявляется в постепенном ослаблении затяжки соединения. При этом нарушается одно из главных условий прочности и герметичности соединения. Для уменьшения релаксации необходимо повышать упругую податливость деталей соединения, применять материалы с высоким пределом ползучести (например, хромистые и хромоникелевые стали [3]), снижать допускаемые напряжения для болтов.
После некоторого времени работы при высоких температурах наблюдается заедание в резьбе, которое проявляется в том, что гайку не удается отвинтить или она отвинчивается с большим трудом, а резьба портится или разрушается. Для борьбы с заеданием необходимо изготовлять гайки из материалов, обладающих более высоким температурным коэффициентом линейного расширения по сравнению с материалом винта (перлитный чугун, бронза, латунь, жаропрочные стали); применять покрытия — омеднение или хромирование резьбы; применять более крупные резьбы с зазором по среднему диаметру.
14) Характеристика шпоночных соединений. Расчёт шпонок на прочность
Шпоночное соединение образуют вал, шпонка и ступица колеса (шкива, звездочки, маховика и т.д.).Шпонка– деталь, соединяющая вал и ступицу. Она служит для передачи вращающего момента от вала к ступице или наоборот.
§
Достоинствами шпоночного соединения являются простота конструкции, низкая стоимость, удобство сборки-разборки, вследствие чего их широко применяют во всех отраслях машиностроения. К недостаткам шпоночного соединения можно отнести ослабление вала и ступицы шпоночными пазами. Шпоночный паз не только уменьшает поперечное сечение, но и вызывает значительную концентрацию напряжений. Шпоночные соединения не рекомендуют для быстроходных динамически нагруженных валов.
Шпоночные соединения можно разделить на две группы: ненапряженные и напряженные. К ненапряженным относят соединения призматическими и сегментными шпонками, к напряженным – соединения клиновыми шпонками.
Шпонки стандартизованы:
— призматические шпонки – ГОСТ 23360-78
— сегментные шпонки – ГОСТ 24071-97
— цилиндрические шпонки (штифты) – ГОСТ 3128-70, ГОСТ 12207-79
— клиновые шпонки – ГОСТ 24068-80
— тангенциальные клиновые шпонки – ГОСТ 24069-97, 24070-80
В машиностроении наибольшее распространение нашли ненапряженные неподвижные шпоночные соединения как более простые в изготовлении, клиновые шпонки применяются редко.
Шпонки: призматические, сегментные, клиновые
Шпоночное соединение призматической шпонкой
Призматические шпонки применяют для неподвижных и подвижных соединений. В случаях, когда ступица должна перемещаться вдоль вала, устанавливают направляющие или скользящие призматические шпонки.
Шпоночные пазы на валах выполняют фрезерованием дисковой (предпочтительнее, так как быстрее и точнее) или концевой фрезой, в ступицах – протягиванием или долблением.
Концы призматических шпонок могут скругленными или плоскими (на рисунке).
Призматические шпонки
Призматические шпонки вставляют в паз вала с натягом (рабочие грани — боковые), а в паз ступицы по посадке с зазором.
Сегментные шпонки можно считать разновидностью призматических шпонок. Глубокая посадка шпонки обеспечивает ей более устойчивое положение по сравнению с призматической шпонкой, однако глубокий паз также и значительно ослабляет вал, поэтому сегментные шпонки применяют, в основном, для закрепления деталей на малонагруженных участках вала.
Клиновые шпонки представляют собой клинья обычно с уклоном 1:100. В отличие от призматических и сегментных шпонок у клиновых шпонок рабочими являются широкие грани, а на боковых гранях имеется зазор. Клиновые шпонки создают напряженное соединение, способное передавать вращающий момент, осевую силу и ударные нагрузки. Однако клиновые шпонки вызывают радиальные смещения оси ступицы по отношению к оси вала на величину радиального посадочного зазора и контактных деформаций, а следовательно, увеличивают биение установленной детали. Поэтому область применения клиновых шпонок в настоящее время невелика. В точном машиностроении и в ответственных соединениях их не используют.
§
Ремни должны обладать высокой прочностью при переменных напряжениях, износостойкостью, максимальным коэффициентом трения на рабочих поверхностях, минимальной изгибной жесткостью.
Конструкцию ремней отличает наличие высокопрочного несущего слоя, расположенного вблизи нейтральной линии сечения. Повышенный коэффициент трения обеспечивается пропиткой ремня или применением обкладок.
Плоские ремни(рис. 14.2,а) отличаются большой гибкостью из-за малого отношения толщины ремня к его ширине. Наиболее перспективны синтетические ремни ввиду их высокой прочности и долговечности. Несущий слой этих ремней выполняется из капроновых тканей, полиэфирных нитей. Материал фрикционного слоя – полиамид или каучук.
Синтетические ремни изготовляют бесконечными и используют, как правило, при скорости более 30 м/с. При меньших скоростях могут использоваться конечные прорезиненные или бесконечные кордшнуровые и кордтканевые ремни. Прорезиненные ремни состоят из тканевого каркаса, имеющего от трех до шести слоев и наружных резиновых обкладок. Кордшнуровые ремни состоят из несущего слоя, содержащего один ряд синтетического кордшнура, связующей резины и тканевых обкладок. Кордтканевые ремни имеют несущий слой из двух слоев обрезиненной вискозной ткани.
Клиновые ремни (рис. 14.2,б) имеют трапециевидное сечение с боковыми рабочими сторонами 1, соприкасающимися с канавками на шкивах. Благодаря клиновому действию ремни этого типа обладают повышенным сцеплением со шкивами. Рассмотрим элементарный участок ремня длиной dl, для этого участка силу натяжения можно приближенно принять постоянной. Из рис. 14.3 следует, что сила dFn,, нормальная к поверхности канавки шкива, значительно больше силы натяжения dF:
, тогда сила трения 
.
Клиновые ремни при том же натяжении обеспечивают примерно втрое большую силу трения по сравнению с плоскими ремнями. Из-за большой высоты сечения в клиновых ремнях возникают значительные напряжения при изгибе ремня на шкивах. Эти напряжения являются переменными и вызывают усталостное разрушение ремня.
Клиновые ремни выпускаются трех типов: нормального сечения, узкие и широкие (для вариаторов) и различных по площади сечений. Узкие ремни допускают большее натяжение и более высокие скорости ( до 
), передают в 1,5 – 2 раза большую мощность по сравнению с ремнями нормального сечения. В настоящее время узкие ремни становятся преобладающими. Ремни выпускают различными по площади поперечного сечения и применяют по несколько в одном комплекте. Это позволяет уменьшить диаметральные размеры передачи. Число ремней в комплекте обычно от 2 до 8 и ограничивается неравномерностью распределения передаваемой нагрузки между ремнями.
Поликлиновыеремни (рис. 14.2,в) – бесконечные плоские ремни с продольными клиновыми ребрами на внутренней поверхности. Эти ремни сочетают гибкость плоских ремней и повышенное сцепление со шкивами, характерное для клиновых ремней.
Клиновые и поликлиновые ремни выпускаются прорезиненными с несущим слоем из синтетических шнуров. Для шнуров корда применяют полиамидные и полиэфирные волокна, для передач с особенно высокой нагрузкой — кевлар. Ремни с кордом из кевлара имеют высокую прочность, практически не вытягиваются (модуль упругости при растяжении E=2500 МПа, в отличие от E=300…600 МПа для корда из других волокон). Выпускаются также кордтканевые клиновые ремни с несколькими слоями ткани, они имеют меньший модуль упругости и лучше работают при ударной нагрузке.
Многопрофильные ремни состоят из двух – четырех клиновых, соединенных между собой тканевым слоем и применяются вместо комплектов клиновых ремней.
Круглые ремни выполняют резиновыми диаметром от 3 до 12 мм, используются для передачи небольших мощностей в приборах и бытовой технике.
Ремни квадратного сечения используют для передачи небольших мощностей с приборах.
§
Передача работает с неизбежным упругим скольжением ремня по шкивам, так как силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей ремня при передаче полезной нагрузки различны ( рис.14.5 ). Тогда по закону Гука различно и относительное удлинение ветвей e 1 и e 2. Натяжение ремня по ведущему шкиву падает, ремень укорачивается и проскальзывает по шкиву. На ведомом шкиве ремень удлиняется и вновь проскальзывает. Скольжение происходит не по всей дуге охвата a , а на ее части b , называемой дугой скольжения. Сила трения между ремнем и шкивами передается в основном на дугах скольжения.
Со стороны набегания ремня находится дуга сцепления, на которой ремень движется совместно со шкивом, без проскальзывания. Окружная скорость каждого шкива равна скорости набегающей ветви ремня. По мере роста нагрузки на передачу дуга скольжения растет, когда она достигает всей дуги охвата, начинается буксование передачи.
Рассмотрим поведение участка ремня единичной длины на ведущей ветви. В момент входа участка ремня в контакт со шкивом он испытывает относительное удлинение 
под действием силы натяжения 
. Двигаясь после этого вместе со шкивом, участок ремня в момент схода со шкива испытывает относительное удлинение 
под действием силы натяжения 
. Таким образом во время движения вместе со шкивом длина участка ремня уменьшается и ремень проскальзывает относительно шкива. Это явление проскальзывания ремня на шкиве из-за различной упругой деформации в ведущей и ведомой ветвях называют упругим скольжением.
Упругое скольжение ремня равно разности относительных удлинений ветвей ремня:
. ( 14.6 )
Выразив e 1 и e 2 по закону Гука для участка ремня единичной длины через силы F1 и F2, площадь сечения A и модуль упругости ремня E, получаем:
. ( 14.7 )
Основные критерии расчета ременной передачи: 1) тяговая способность или сцепление ремня со шкивом, 2) долговечность ремня. Если нарушается первое условие, возникает буксование передачи, если не выдержано второе условие, требуется частая замена ремней. Для проведения расчета передачи необходимо определить силы и напряжения в ремне.
Кинематика ременных передач
Окружные скорости ( м/с ) на шкивах (рис. 14.1):
и 
, ( 14.8 )
где d1 и d2 – диаметры ведущего и ведомого шкивов, мм; n1 и n2 – частоты вращения шкивов, мин-1.
Окружная скорость на ведомом шкиве v2 меньше скорости на ведущем v1 вследствие скольжения:
. ( 14.9 )
Передаточное отношение:
. ( 14.10 )
Обычно упругое скольжение находится в пределах 0,01…0,02 и растет с увеличением нагрузки.
Силы и напряжения в ремне
Окружная сила на шкивах (Н):
, ( 14.11 )
где T1 – вращающий момент, Н м, на ведущем шкиве диаметром d1, мм; P1 – мощность на ведущем шкиве, кВт.
С другой стороны, Ft= F1 — F2, где F1 и F2— силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня под нагрузкой. Сумма натяжений ветвей при передаче полезной нагрузки не меняется по сравнению с начальной: F1 F2 = 2F0. Решая систему двух уравнений, получаем:
F1 = F0 Ft/2, F2 = F0 – Ft/2. ( 14.12 )
Сила начального натяжения ремня F0 должна обеспечивать передачу полезной нагрузки за счет сил трения между ремнем и шкивом. При этом натяжение должно сохраняться долгое время при удовлетворительной долговечности ремня. С ростом силы 
несущая способность ременной передачи возрастает, однако срок службы уменьшается.
Соотношение сил натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня без учета центробежных сил определяют по уравнению Эйлера, выведенному им для нерастяжимой нити, скользящей по цилиндру. Записываем условия равновесия по осям x и y элемента ремня с центральным углом da (рис. 14.6). Принимаем, что 
и 
, тогда,
( 14.13 )
, ( 14.14 )
где dFn – нормальная сила реакции, действующая на элемент ремня от шкива; f –коэффициент трения ремня по шкиву. Из ( 14.13 ) имеем:
. Подставим значение 
в ( 14.14 ), пренебрегая членом 
в связи с его малостью. Тогда 
и
( 14.15 )
Интегрируем по дуге скольжения, подставляя пределы F1, F2, 0, b
, 
.
После потенцирования имеем: 
, ( 14.16 )
где e – основание натурального логарифма, b — угол, на котором происходит упругое скольжение, при номинальной нагрузке 
.
Полученная зависимость показывает, что отношение F1/F2 сильно зависит от коэффициента трения ремня на шкиве и угла 
. Но эти величины являются случайными, в условиях эксплуатации могут принимать весьма различные значения из числа возможных, поэтому силы натяжения ветвей в особых случаях уточняют экспериментально.
Обозначая 
и учитывая, что 
, имеем
и 
. ( 14.17 )
Ремни обычно неоднородны по сечению. Условно их рассчитывают по номинальным (средним) напряжениям, относя силы ко всей площади поперечного сечения ремня и принимая справедливым закон Гука.
Нормальное напряжение от окружной силы Ft:
, ( 14.18 )
где A – площадь сечения ремня, мм2.
Нормальное напряжение от предварительного натяжения ремня
. ( 14.19 )
Нормальные напряжения в ведущей и ведомой ветвях:
и 
. ( 14.20 )
Центробежная сила вызывает нормальные напряжения в ремне, как во вращающемся кольце:
, ( 14.21 )
где s ц – нормальные напряжения от центробежной силы в ремне, МПа; v1 – скорость ремня, м/с; 
— плотность материала ремня, кг/м3.
При изгибе ремня на шкиве диаметром d относительное удлинение наружных волокон ремня как изогнутого бруса равно 2y/d, где y – расстояние от нейтральной линии в нормальном сечении ремня до наиболее удаленных от него растянутых волокон. Обычно толщина ремня 
. Наибольшие напряжения изгиба возникают на малом шкиве и равны:
. ( 14.22 )
Максимальные суммарные напряжения возникают на дуге сцепления ремня с малым (ведущим) шкивом:
. ( 14.23 )
Эти напряжения (рис. 14.7) используют в расчетах ремня на долговечность, так как при работе передачи в ремне возникают значительные циклические напряжения изгиба и в меньшей мере циклические напряжения растяжения из-за разности натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня.
§
Достоинства:
1. возможность применения в значительном диапазоне межосевых расстояний;
2. меньшие, чем у ременных передач, габариты;
3. отсутствие проскальзывания;
4. высокий КПД;
5. относительно малые силы, действующие на валы;
6. возможность передачи движения нескольким звездочкам;
7. возможность легкой замены цепи.
Недостатки:
1. неизбежность износа шарниров цепи из-за отсутствия условий для жидкостного трения;
2. непостоянство скорости движения цепи, особенно при малых числах зубьев звездочек;
3. необходимость более точной установки валов, чем для клиноременной передачи;
4. необходимость смазывания и регулировки.
Типы цепей
Цепи по назначению разделяют на три группы:
1. грузовые – используют для закрепления грузов;
2. тяговые – применяют для перемещения грузов в машинах непрерывного транспорта (конвейерах, подъемниках, эскалаторах и др.);
3. приводные – используют для передачи движения.
Основные типы цепей представлены на рис. 13.2: грузовые круглозвенная (а), пластинчатая шарнирная (б);тяговая пластинчатая (в); приводные роликовая однорядная (г), роликовая двухрядная (д), роликовая с изогнутыми пластинами (е), втулочная (ж), зубчатая с внутренними направляющими пластинами (з), зубчатая с боковыми направляющими пластинами (и), фасоннозвенная крючковая (к), фасоннозвенная втулочно-штыревая (з). Грузовые и тяговые цепи подробно рассматривают в курсе подъемно- транспортных машин, в данном курсе основное внимание уделяется приводным цепям.
Основной геометрической характеристикой цепи является шаг P – расстояние между осями соседних шарниров. Большинство стандартных цепей имеют шаг, кратный 1 дюйму (25,4 мм).
Наиболее широко применяют роликовые цепи (рис. 13.3), которые образуются из последовательно чередующихся внутренних и наружных звеньев. Внутренние звенья состоят из внутренних пластин 1 и запрессованных в их отверстия гладких втулок 2, на которых свободно вращаются ролики 3. Наружные звенья состоят из наружных пластин 4 и запрессованных в их отверстия валиков 5. Концы валиков после сборки расклепывают. Благодаря натягу в соединениях наружных пластин с валиками и внутренних пластин со втулками и зазору между валиком и втулкой образуется шарнирное соединение. Для повышения сопротивления усталости значения натягов принимают значительно бόльшими, чем предусмотрено стандартными посадками. Пластическое деформирование пластин в зоне отверстий, неизбежное при столь больших натягах, существенно повышает сопротивление усталости пластин (в 1,6…1,7 раза). Многорядные цепи с числом рядов от двух до восьми(рис. 13.2, д) собирают из деталей с такими же размерами, что и однорядные, кроме валиков имеющих соответственно большую длину. Нагрузочная способность цепей почти прямо пропорциональна числу рядов, что позволяет в передачах с многорядными цепями уменьшить шаг , радиальные габариты звездочек и динамические нагрузки.
При больших динамических, в частности ударных нагрузках, частых реверсах применяют роликовые цепи с изогнутыми пластинами (рис. 13.2, е). В связи с тем, что пластины работают на изгиб, они обладают повышенной податливостью.
При работе цепных передач в условиях, вызывающих возрастание трения в шарнирах (запыленные и химически активные среды) используют открытошарнирныепластинчатые цепи (рис 13.4). Будучи открытым, шарнир такой цепи самоочищается от попадающих в него абразивных частиц. Наружные звенья такой цепи не отличаются от аналогичных звеньев роликовой цепи. Внутренние звенья образуются из пластин 2, имеющих отверстия в форме восьмерки, и фасонных валиков 3, заменяющих втулку. Валик 4 свободно проходит через отверстие в пластине 2 и взаимодействует с фасонным валиком 3. Замена тонкостенных втулки и ролика не только удешевляет цепь, но и резко повышает сопротивление усталости деталей цепи. Благодаря этому открытошарнирные цепи оказались значительно долговечнее роликовых при работе в тяжелонагруженных передачах.
Зубчатые цепи (рис 13.2, з-и) к настоящему времени вытеснены более дешевыми и технологичными прецизионными роликовыми цепями, которые не уступают зубчатым по кинематической точности и шумовым характеристикам. Зубчатые цепи используют преимущественно для замены разрушившихся цепей в старом оборудовании. Из-за ограниченности применения зубчатые цепи не рассматриваются.
Соединение концов роликовых, втулочных и открытошарнирных цепей в замкнутый контур осуществляют с помощью соединительных и переходных звеньев. Соединительное звено, используемое при четном числе звеньев цепи, отличается от обычного наружного тем, что одна из его пластин надевается на концы валиков свободно и фиксируется на валиках замками и шплинтами. В случае необходимости использования цепи с нечетным числом звеньев применяют изогнутые переходные звенья, которые являются слабым местом цепи.
В обозначении приводных цепей указывают число рядов цепи (если оно больше одного), тип цепи, ее шаг и разрушающую силу. Пример обозначения в соответствии с ГОСТ 13568-75 — 2ПР-25,4-114000 – двухрядная приводная роликовая цепь с шагом 
25,4 мм и разрушающей силой 
114000 Н.
§
В комплексном курсовом проекте студенты проектируют цилиндрические эвольвентные зубчатые передачи с внешними зубьями, у которых межосевое расстояние либо задано, либо его нужно определить в процессе геометрического расчета. Разработаны две методики их геометрического расчета: 1) расчет эубчатой передачи при свободном выборе межосевого расстояния; 2) расчет зубчатой передачи при заданном межосевом расстоянии (в том числе и стандартном).
В основу методик положена система расчета диаметров окружностей вершин колес, при которой в зацеплении пары колес сохраняется стандартный зазор с* т. Это частный, но наиболее распространенный в практике случай, регламентируемый ГОСТ 16532-81.
Расчет при свободном выборе межосевого расстояния. Геометрия проектируемой зубчатой передачи опреде ляется параметрами исходного производящего контура инструмента и его смещениями при нарезании колес передачи. При нарезании колес прямозубой передачи исходный производящей контур, в соответствии с ГОСТ 13755-81, имеет следующие параметры: a = 20°, h*a = 1, с*= 0,25. При нарезании косозубых колес применяют тот же стандартный инструмент, устанавливаемый наклонно к плоскости заготовки. Параметры инструмента в торцовом сечении рассчи тывают но формулам (1.3) — (1.7). Затем определяют: радиусы делительных окружностей колес
| r1,2 = mt z1,2 / 2 | (1.11) |
радиусы основных окружностей
Расчетные коэффициенты смещений x1 и x2для проектируемой зубчатой передачи должны быть такими, чтобы прежде всего обеспечивать отсутствие подрезания (хmin) и заострения (xmax) зубьев, а также гарантировать минимально допу стимое значение коэффициента перекрытия. Следовательно, должно выполняться условие
xtmin < xt < xtmax
Сначала определяют наименьшее на колесе число зубьев без смещения, свободных от подрезания,
| ztmin = 2h*ta / sin2at | (1.13) |
а затем коэффициенты наименьшего смещения исходного контура
Максимальный коэффициент смещения невозможно вычислить непосредственно. Отсутствие заострения может быть определено после подсчета толщины зубьев по окружностям вершин; оно отсутствует, если удовлетворено условие Sa 1,2>[S]a.
Коэффициент смещения х2 выбирают по приложению 2 ГОСТ 16532-81: если х2> 30, то для расчета берут значение х2 = 0; если передаточное число передачи больше 3,5 и 14 < z1 < 20, то x2 = — 0,3. Если же 10 < z1 < 30, то для расчета берут значение х2 = 0,5. При расчете на ЭВМ значения коэффициентов смещения х1tперебирают с шагом 0,1 от x1=xнач= 0 до х1t=1,1. При расчете на микрокалькуляторе для выбора значения х1tможно также воспользоваться рекомендациями ГОСТ 16532-81 (табл. 1).
Угол зацепления передачи определяют по формуле
где xå = x1 x2, а zå = z1 z2.
При ручном счете значение угла αtW, находят по invαtW в таблице эвольвентных функций.
Коэффициент воспринимаемого смещения
Коэффициент уравнительного смещения
Радиусы начальных окружностей
Межосевое расстояние
