![]() Студопедия КАТЕГОРИИ: АвтоАвтоматизацияАрхитектураАстрономияАудитБиологияБухгалтерияВоенное делоГенетикаГеографияГеологияГосударствоДомЖурналистика и СМИИзобретательствоИностранные языкиИнформатикаИскусствоИсторияКомпьютерыКулинарияКультураЛексикологияЛитератураЛогикаМаркетингМатематикаМашиностроениеМедицинаМенеджментМеталлы и СваркаМеханикаМузыкаНаселениеОбразованиеОхрана безопасности жизниОхрана ТрудаПедагогикаПолитикаПравоПриборостроениеПрограммированиеПроизводствоПромышленностьПсихологияРадиоРегилияСвязьСоциологияСпортСтандартизацияСтроительствоТехнологииТорговляТуризмФизикаФизиологияФилософияФинансыХимияХозяйствоЦеннообразованиеЧерчениеЭкологияЭконометрикаЭкономикаЭлектроникаЮриспунденкция |
Расчёт на прочность сварных швов
По ориентации относительно приложенных сил различают: è лобовые швы – перпендикулярные силам; è фланговые швы – параллельны силам; è косые швы – под углом к силам. Эти виды швов в различных сочетаниях применяются в разных соединениях.
Напряжения растяжения: sраст = Q / S = Q / bd ≤ [sраст]шва. Напряжения изгиба: sизг = Mизг / W = 6 Mизг / bd 2 ≤[sизг]шва. Допускаемые напряжения шва [s раст]шва и [s изг]шва принимаются в размере 90% от соответствующих допускаемых напряжений материала свариваемых деталей.
Лобовые швы в инженерной практике рассчитывают только по касательным напряжениям. За расчётное сечение принимают биссектрису m-m, где обычно наблюдается разрушение. Расчёт только по касательным напряжениям не зависит от угла приложения нагрузки. При этом τ = Q / (0,707 k l)≤[τ']шва.
τ = Q / (2*0,707d l)≤[τ']шва. При действии момента: τ = M / (0,707k d l)≤[τ']шва.
Косые швы рассчитываются аналогичным образом. Нагрузка Q раскладывается на проекции в продольном и нормальном направлениях к шву, а далее выполняются расчёты лобового и флангового швов.
τQ = Q / [0,707k (2lф+ lл )]≤[τ']шва. Если действует момент M, то τM = M / [0,707k lл (lф+ lл /6)]≤[τ']шва. При совместном действии силы и момента касательные напряжения складываются τ = τМ + τQ ≤[τ']шва.
для стыкового шва (а) по нормальным напряжениям s= 6M/ (bd2)+ Q / (ld )≤[sраст]шва, для углового шва (б) по касательным напряжениям τ = 6M/(1,414l2k)+Q / (1,414l k )≤[τ']шва.
Заклёпочные соединения
Достоинства заклёпочного соединения: + соединяют не свариваемые детали (Al); + не дают температурных деформаций; + детали при разборке не разрушаются. Недостатки заклёпочного соединения: ` детали ослаблены отверстиями; ` высокий шум и ударные нагрузки при изготовлении; ` повышенный расход материала. Заклёпки изготавливают из сравнительно мягких материалов: Ст2, Ст3, Ст10, Ст15, латунь, медь, алюминий. Заклёпки стандартизованы и выпускаются в разных модификациях. è è Сплошные с плоской головкой (б) ГОСТ 14801-85 для коррозионных сред; è Сплошные с потайной головкой (в) ГОСТ 10300-80, 14798-85 для уменьшения аэро- и гидросопротивления (самолёты, катера); è Полупустотелые (г,д,е) ГОСТ 12641-80, 12643-80 и пустотелые (ж,з,и) ГОСТ 12638-80, 12640-80 для соединения тонких листов и неметаллических деталей без больших нагрузок.
Заклёпки испытывают сдвиг (срез) и смятие боковых поверхностей. По этим двум критериям рассчитывается диаметр назначаемой заклёпки. При этом расчёт на срез – проектировочный, а расчёт на смятие – проверочный. Здесь и далее имеем в виду силу, приходящуюся на одну заклёпку.
Напряжения смятия на боковых поверхностях заклёпки sсм = P/Sd ≤[s]см, где S – толщина наименьшей из соединяемых деталей. При проектировании заклёпочных швов как, например, в цистернах, необходимо следить, чтобы равнодействующая нагрузок приходилась на центр тяжести шва. Следует симметрично располагать плоскости среза относительно линии действия сил, чтобы избежать отрыва головок. Кроме того, необходимо проверять прочность деталей в сечении, ослабленном отверстиями.
РАЗЪЁМНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ Резьбовые соединения Являются наиболее совершенным, а потому массовым видом разъёмных соединений. Применяются в огромном количестве во всех машинах, механизмах, агрегатах и узлах [4,10].
Болт – длинный цилиндр с головкой и наружной резьбой. Проходит сквозь соединяемые детали и затягивается гайкой (а) – деталью с резьбовым отверстием. Винт – внешне не отличается от болта, но завинчивается в резьбу одной из соединяемых деталей (б). Шпилька – винт без головки с резьбой на обоих концах (в). Резьбовые соединения различают по назначению на: è резьбы крепёжные для фиксации деталей (основная – метрическая с треугольным профилем, трубная – треугольная со скруглёнными вершинами и впадинами, круглая, резьба винтов для дерева) должны обладать самоторможением для надёжной фиксации;
è
Конструкции винтов и гаек весьма многообразны. Для малонагруженных и декоративных конструкций применяются винты и болты с коническими и сферическими головками (как у заклёпок), снабжёнными линейными или крестообразными углублениями для затяжки отвёрткой. Для соединения деревянных и пластмассовых деталей применяют шурупы и саморезы – винты со специальным заострённым хвостовиком. Болты и гайки стандартизованы. В их обозначении указан наружный диаметр резьбы. Резьбовые соединения имеют ряд существенных достоинств: + высокая надёжность; + удобство сборки-разборки; + простота конструкции; + дешевизна (вследствие стандартизации); + технологичность; + возможность регулировки силы сжатия. Недостатки резьбовых соединений: ` концентрация напряжений во впадинах резьбы; ` низкая вибрационная стойкость (самоотвинчивание при вибрации). Это серьёзные недостатки, однако, их можно свести к минимуму и, практически, полностью исключить. Это делается посредством правильного проектировочного расчёта и специальных мер стопорения, называемых на техническом языке "контровка". Известны следующие виды стопорения.
1. Стопорение дополнительным трением, за счёт создания дополнительных сил трения, сохраняющихся при снятии с винта внешней нагрузки.
2.Стопорение специальными запирающими элементами, полностью исключающими самопроизвольный проворот гайки.
3. И, наконец, стопорение может выполняться также пластическим деформированием или приваркой после затяжки.
Винты и гайки обычно выполняются из Ст3, Ст4, Ст5, Ст35, Ст45. Наиболее напряжённые соединения из Ст40, 40ХН. Декоративные винты и гайки выполняются из цветных металлов и пластмасс. Выбор материалов, как и всех параметров резьбовых соединений, определяется расчётом на прочность.
Расчёт на прочность резьбовых соединений Осевая нагрузка винта передаётся через резьбу гайке и уравновешивается реакцией её опоры. Каждый из Z витков резьбы нагружается силами F1, F2, … FZ.
Основные виды разрушений у крепёжных резьб – срез витков, у ходовых - износ витков. Следовательно, основной критерий работоспособности для расчёта крепёжных резьб – прочность по касательным напряжениям среза, а для ходовых резьб – износостойкость по напряжениям смятия. Условие прочности на срез: F / (πd1HKKm) ≤[τ] для винта; τ = F / (πdHKKm) ≤[τ] для гайки,
Условие износостойкости на смятие: sсм = F / (πd2HZ)≤[s]см, где Z – число рабочих витков. Равнопрочность резьбы и стержня винта является важнейшим условием назначения высоты стандартных гаек. Так, приняв в качестве предельных напряжений пределы текучести материала и учитывая, что τТ ≈ 0,6sТ условие равнопрочности резьбы на срез и стержня винта на растяжение предстанет в виде: τ = F/(πd1HKKm)== 0,6σТ = 0,6 F /[(π/4)d12].При K = 0,87 и Km = 0,6 получаем H ≈0,8d1, а учитывая, что d1 = d окончательно принимаем высоту нормальной стандартной крепёжной гайки H ≈0,8d. Кроме нормальной стандартом предусмотрены высокие H ≈ 1,2d и низкие H ≈ 0,5d гайки. По тем же соображениям устанавливают глубину завинчивания винтов и шпилек в детали: в стальные H1 = d, в хрупкие – чугунные и силуминовые H =1,5d. Стандартные высоты гаек (кроме низких) и глубины завинчивания избавляют нас от расчёта на прочность резьбы стандартных крепёжных деталей.
λб = lб / (Еб Аб); λд = δд / (Ед Ад), где λб, λд– податливости болта и деталей, равные их деформации при единичной нагрузке (податливость обратна жёсткости); Еб, Ед, Аб, Ад – модули упругости и площади сечения болта и деталей; δд – суммарная толщина деталей δд ≈ lб. В сложном случае податливость системы определяют как сумму податливостей отдельных участков болта и отдельных деталей. Под площадями сечения A понимают площади тех частей, которые подвержены деформации от затяжки болта. Здесь полагают, что деформации от гайки и головки болта располагаются вглубь деталей по конусам с углом α = 30о. Приравнивая объём этих конусов к объёму цилиндра, находят его диаметр D1 = D +(δ1+ δ2)/ 4; Aд= π (D12– dотв2)/ 4. Внешняя нагрузка F деформирует не только болт, но и прокладки, шайбы, тарельчатые пружины и т.п. (1,2). Поэтому при расчёте суммарной нагрузки болта FΣ вводят понятие коэффициента внешней нагрузки χ, равного приращению нагрузки болта в долях от внешней нагрузки. Тогда 1. 2. Детали системы корпуса, в которых абсолютная деформация уменьшается (3,4,5). При этом В таких соединениях наборы упругих прокладок (шайб, тарельчатых пружин) существенно увеличивают податливость системы болта, а следовательно, уменьшают нагрузку на болт. В расчёте болтов сначала находят силу, приходящуюся на один болт. Затем всё многообразие компоновок резьбовых соединений может быть сведено к трём простейшим расчётным схемам.
Соединение нагружено продольной силой Q. Болт растянут. Условие прочности на растяжение запишется в виде: Напряжения растяжения в резьбе Из условия прочности на растяжение находим внутренний диаметр резьбы болта Найденный внутренний диаметр резьбы округляют до ближайшего большего по ГОСТ 9150-59. Там же указан конкретный типоразмер-номер (наружный диаметр резьбы) болта.
Б. Болт вставлен в отверстия без зазора.
При этом болт работает на срез. Внутренний диаметр резьбы рассчитывается аналогично случаю с растяжением: Порядок назначения номера болта также аналогичен предыдущему случаю. В. Болт вставлен с зазором.
Сила затяжки болта V должна дать такую силу трения между деталями, которая была бы больше поперечной сдвигающей силы F. Болт работает на растяжение, а от момента затяжки испытывает ещё и кручение, которое учитывается повышением нормальных напряжений на 30% (в 1,3 раза). Тогда По опыту многочисленных расчётов принимают величину требуемой растягивающей силы V в зависимости от сдвигающей поперечной силы F V = 1,2 F/ f. Тогда внутренний диаметр резьбы болта где f – коэффициент трения. Во всех случаях в расчёте находится внутренний диаметр резьбы, а обозначается резьба по наружному диаметру. Распространённая ошибка состоит в том, что рассчитав, например, внутренний диаметр резьбы болта 8мм, назначают болт М8, в то время как следует назначить болт М10, имеющий наружный диаметр резьбы 10мм, а внутренний 8мм. Концентрация напряжений во впадинах витков резьбы учитывается занижением допускаемых напряжений резьбы на 40% по сравнению с соответствующими допускаемыми напряжениями материала.
Штифтовые соединения Образуются совместным сверлением соединяемых деталей и установкой в отверстие с натягом специальных цилиндрических или конических штифтов.
Гладкие штифты выполняют из стали 45 и А12, штифты с канавками и пружинные – из пружинной стали. При закреплении колёс на валу штифты передают как вращающий момент, так и осевое усилие. Достоинства штифтовых соединений: + простота конструкции; + простота монтажа-демонтажа; + точное центрирование деталей благодаря посадке с натягом; + работа в роли предохранителя, особенно при креплении колёс к валу. Недостатком штифтовых соединений является ослабление соединяемых деталей отверстием. Подобно заклёпкам штифты работают на срез и смятие. Соответствующие расчёты выполняют обычно как проверочные
Штифты с канавками рассчитывают также, как гладкие, но допускаемые напряжения материала занижают на 50%. Шпоночные соединения
Передают вращающий момент между валом и колесом. Образуются посредством шпонки, установленной в сопряжённые пазы вала и колеса. Шпонка имеет вид призмы, клина или сегмента, реже применяются шпонки других форм.
Шпоночные соединения: + просты, надёжны; + удобны в сборке-разборке; + дёшевы. Шпонки, однако: ` ослабляют сечение валов и ступиц колёс; ` концентрируют напряжения в углах пазов; ` нарушают центрирование колеса на валу (для этого приходится применять две противоположные шпонки).
Шпоночные соединения могут быть: è ненапряжёнными, выполняемыми призматическими или сегментными шпонками. Они передают момент только боковыми гранями; è напряжёнными, выполняемыми клиновыми шпонками. Они передают момент за счёт сил трения по верхним и нижним граням. Шпонки всех основных типов стандартизованы.
Призматические и сегментные шпонки всех форм испытывают смятие боковых поверхностей и срез по средней продольной плоскости:
здесь h – высота сечения шпонки, d – диаметр вала, b – ширина сечения шпонки, l – рабочая длина шпонки (участок, передающий момент). Исходя из статистики поломок, расчёт на смятие проводится как проектный. По известному диаметру вала задаются стандартным сечением призматической шпонки и рассчитывают её рабочую длину. Расчёт на срез – проверочный. При невыполнении условий прочности увеличивают рабочую длину шпонки.
Шлицевые соединения
Прямобочные шлицы могут центрировать колесо по боковым поверхностям (а), по наружным поверхностям (б), по внутренним поверхностям (в). В сравнении со шпонками шлицы: + имеют большую несущую способность; + лучше центрируют колесо на валу; + усиливают сечение вала за счёт большего момента инерции ребристого сечения по сравнению с круглым; ` требуют специального оборудования для изготовления отверстий.
Основными критериями работоспособности шлицов являются: è сопротивление боковых поверхностей смятию (расчёт аналогичен шпонкам); è сопротивление износу при фреттинг-коррозии (малые взаимные вибрационные перемещения).
Смятие и износ связаны с одним параметром – контактным напряжением (давлением) sсм. Это позволяет рассчитывать шлицы по обобщённому критерию одновременно на смятие и контактный износ. Допускаемые напряжения [s]см назначают на основе опыта эксплуатации подобных конструкций. Для расчёта учитывается неравномерность распределения нагрузки по зубьям где Z – число шлицов, h – рабочая высота шлицов, l – рабочая длина шлицов, dср – средний диаметр шлицевого соединения. Для эвольвентных шлицов рабочая высота принимается равной модулю профиля, за dср принимают делительный диаметр. Условные обозначения прямобочного шлицевого соединения составляют из обозначения поверхности центрирования D, d или b, числа зубьев Z, номинальных размеров d x D (а также обозначения полей допусков по центрирующему диаметру и по боковым сторонам зубьев). Например, D 8 x 36H7/g6 x 40 означает восьмишлицевое соединение с центрированием по наружному диаметру с размерами d = 36 и D = 40 мм и посадкой по центрирующему диаметру H7/g6.
КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ s В чём различие между разъёмными и неразъёмными соединениями ? s Где и когда применяются сварные соединения ? s Каковы достоинства и недостатки сварных соединений ? s Каковы основные группы сварных соединений ? s Как различаются основные типы сварных швов ? s Каковы достоинства и недостатки заклёпочных соединений ? s Где и когда применяются заклёпочные соединения ? s Каковы критерии прочностного расчёта заклёпок ? s В чём состоит принцип конструкции резьбовых соединений ? s Каковы области применения основных типов резьб ? s Каковы достоинства и недостатки резьбовых соединений ? s Для чего необходимо стопорение резьбовых соединений ? s Какие конструкции применяются для стопорения резьбовых соединений ? s Как распределяется нагрузка по виткам при затяжке резьбы ? s Как учитывается податливость деталей при расчёте резьбового соединения ? s Какой диаметр резьбы находят из прочностного расчёта ? s Какой диаметр резьбы служит для обозначения резьбы ? s Какова конструкция и основное назначение штифтовых соединений ? s Каковы виды нагружения и критерии расчёта штифтов ? s Какова конструкция и основное назначение шпоночых соединений ? s Каковы виды нагружения и критерии расчёта шпонок ? s Какова конструкция и основное назначение шлицевых соединений ? s Каковы виды нагружения и критерии расчёта шлицов ?
УПРУГИЕ ЭЛЕМЕНТЫ В МАШИНАХ
В каждой машине есть специфические детали, принципиально отличающиеся от всех остальных. Их называют упругими элементами. Упругие элементы имеют разнообразные, весьма непохожие друг на друга конструкции. Поэтому можно дать общее определение. |
|||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Последнее изменение этой страницы: 2018-04-12; просмотров: 805. stydopedya.ru не претендует на авторское право материалов, которые вылажены, но предоставляет бесплатный доступ к ним. В случае нарушения авторского права или персональных данных напишите сюда... |