Главные критерии работоспособности передачи.Опыт эксп­луатации ременных передач показал, что их работо­способность ограничена тяговой способностью и долговечностью ремня

Расчет ременных передач на тяговую способность основан на показателях тяговой способности и долговечности.

Для расчета используют условие работоспособности передачи в виде

 

(23.2)

 

где – удельная окружная сила, называемая полезным напряжени­ем;

A – площадь попе­речного сечения ремня (комплекта ремней);

– допускаемое полезное напряжение.

Удельная окружная сила – параметр, характеризующий тяго­вую способность передачи.

Расчет тяговой способности передач с нормальными и узкими клиновыми ремнями сводится к определению требуемого числа ремней по соотношению, вытекающему из условия (23.2):

 

 

где C_z – коэффициент, учиты­вающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями в комплекте (технологическое ограничение), C_z = 0, 85–1;

A ₁ – площадь сечения одного ремня.

Расчет тяговой способности плоскоременной передачи сводится к определению ширины ремня:

 

где С_р – коэффициент динамичности, учитыва­ющий режим работы передачи.

h – толщина ремня.

 

Глава 24. ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

 

24.1. Общие сведения. Цепи. Материалы

 

Цепными называют передачи с помощью цепей. Обычно передача состоит из ведущей 1 и ведомой 2 звездочек, связанных между собой приводной цепью 3 (в машиностроении применяют также грузовые и тяговые цепи) (рис. 24.1).

 

 

Рис. 24.1. Цепные контуры

 

Цепные передачи используют в качестве понижающих или повыша­ющих для передачи вращения между параллельными валами. Передаваемая мощность обычно не превы­шает 100 кВт, межосевое рас­стояние до 6–8 м.

Цепные передачи в сравне­нии с ременными имеют значи­тельно меньшие габариты и на­грузки на валы, более высокий КПД (η = 0, 96–0, 98), в них исключено окружное проскальзы­вание цепи по звездочке.

Недостатки передачи: «вытягивание» цепей (увеличение шага цепей вследствие износа шарни­ров) и, как следствие, необходимость применения натяжных устройств, необходимость ухода при эксплуатации (смазка, регулирование), шум, неравномерность хода.

Роликовая цепь состоит из последовательно чередующихся внутренних 1 и внешних 2 звеньев, которые шарнирно соединены между собой. Каждое звено выполнено из двух пластин, напрессован­ных на втулки 3 (у внутренних звеньев) или оси 4 (у наружных звеньев). Втулки и оси образу­ют шарниры, которые обеспечи­вают «гибкость» цепи. Для уменьшения износа зубьев звез­дочек на втулку перед сборкой звена надевают ролик 5, свободно вращающийся на ней (рис. 24.2).

 

 

Рис. 24.2. Роликовая цепь

 

Основным параметром приводных цепей является шаг t – рас­стояние между осями двух смежных роликов наружного или внутренне­го звена, от которого зависит несущая способность цепи. Основные размеры и характеристики цепей зависят от шага.

Материалы. Пластины (2, 1 на рис. 24.2) цепей изготовляют из среднеуглеродистых и легированных сталей 45, 50, 40Х, 40ХН и др. и затем за­каливают до твердости не менее 32 HRC. Оси, втулки и ролики (4, 3, 5 на рис. 24.2) обычно изготовляют из сталей 15, 15X, 20Х, 12XH3A и др., цементуют и подвергают закалке до твердости не менее 45 HRC. Звездочки тихоходных слабонагруженных передач изготовляют из чу­гуна СЧ 20 с закалкой или из других антифрикционных высокопрочных марок чугуна.

Звездочки быстроходных и тяжелонагруженных передач изготов­ляют из углеродистых легированных сталей (45, 40Х, 40ХН) или из сталей 15, 20, 12X2H4A.

Для обеспечения удовлетворительной работы цепи на средних и повышенных скоростях минимальное число зубьев ведущей звездочки ограничивают. На основании экспериментальных исследований, опыта проектирования и эксплуатации передач во многих странах принято z _1min ≥ 19 при υ _ц> 2 м/с, где υ _ц – скорость цепи. В тихоход­ных передачах допускается z _1min = 13–15.

 

24.2. Усилия в элементах передачи. Расчет передачи

 

Натяжение от силы тяжести

 

 

где q – масса цепи длиной 1 м;

a – межосевое расстояние;

f _ц – стрела провисания.

Провисание обеспечивает более плавную работу передачи и меньшее изнашивание в шарнирах цепи. Стрелу провисания ведомой ветви новой цепи на основании практического опыта назначают рав­ной f _ц = 0, 02 а при γ ≤ 40° и (0, 015–0, 01) а при γ > 40°, где γ – угол наклона ветви к горизонту.

В процессе работы под нагрузкой ведущая ветвь растягивается силой

 

где F_t – окружная сила;

F_q – натяжение в ведомой ветви от силы тяжести;

–натяжение цепи от действия центробежных сил;

F _д –динамическая нагрузка в передаче от неравномерного хо­да цепи.

В расчетах цепных передач влияние F _дна работоспособность учитывают с помощью специальных коэффициентов.

Ведомая ветвь под нагрузкой растягивается силой

 

Окружная сила

 

где Р – мощность, передаваемая цепью;

d ₁ – диаметр делитель­ной окружности ведущей звездочки.

Нагрузка на валы цепной передачи при средних скоростях дви­жения цепи (υ _ц < 15 м/с)

 

 

где k = 1, 15 (для горизонтальной передачи) и 1, 05 (для верти­кальной).

Число зубьев z ₁и z ₂ звездочек выбирают из условия обеспе­чения минимальных габаритов и более плавного хода цепи.

На практике стремятся к тому, чтобы a = (30–50) t.

В основу расчета износостойкости шарниров положено условие триботехнической надежности в форме

 

 

где P _ии [ P _и] – соответственно расчетное и допускаемое по изно­состойкости давление (удельная нагрузка) в шарнире.

Расчетное давление в шарнире связано с внешней нагрузкой и геометрическими параметрами цепи очевидным соотношением, вытека­ющим из уравнения равновесия звена цепи:

 

где –номинальное давление в шарнире;

K _д – коэффици­ент динамичности;

K_m – коэффициент, учитывающий число рядов цепи (равен 1; 1.7; 2.5; 3 соответственно для m = 1; 2; 3; 4);

A _оп – опорная поверхность шарнира.

Коэффициенты K _д и K_m представляют собой ограничения эксплуатационного и конструктивного характера.

 

 

Глава 25. НЕСУЩИЕ ДЕТАЛИ И ОПОРныЕ

УСТРОЙСТВА МЕХАНИЗМОВ

 

25.1. Валы и оси. Классификация.

Расчет на прочность. Материалы

 

Для поддержания вращающихся деталей и передачи вращающе­го момента от одной детали к другой (в осевом направлении) в кон­струкциях используют прямые валы в форме тел вращения, устанавли­ваемые в подшипниковых опорах.

В зависимости от воспринимаемых сил различают простые валы, торсионные валы и оси.

Расчет на прочность. Этот расчет является основным для валов приводов, поэтому его выполняют в три этапа.

На первом этапе (предварительный расчет) при отсутствии данных об изгибающих мо­ментах диаметр вала (в миллиметрах) приближенно может быть найден по известному вращающему моменту Т из условия прочности по зани­женным значениям допускаемых напряжений при кручении:

 

 

 

где Т – вращающий момент, Н∙ м;

– допускаемое напряжение на кручение (12–20 МПа для стальных валов);

Р – передаваемая мощ­ность, кВт;

n – частота вращения вала, мин^–1.

На втором этапе разрабатывают конструкцию вала, обеспечивая условия технологичности изготовления и сборки.

На третьем этапе производят проверочный расчет – оценку ста­тической прочности и сопротивления усталости. Здесь же выполняют расчеты на жесткость, устойчивость и колебания.

На статическую прочность валы рассчитывают по наибольшей возможной кратковременной нагрузке (с учетом динамических и удар­ных воздействий), повторяемость которой мала и не может вызвать усталостного разрушения (например, по нагрузке в момент пуска установки). Валы могут быть нагружены постоянными напряжениями, например, от неуравновешенности вращающихся деталей.

Так как валы работают в основном в условиях изгиба и круче­ния, а напряжения от осевых сил малы, то эквивалентное напряжение в точке наружного волокна по энергетической теории прочности определяют по формуле

 

 

где и – соответственно наибольшее напряжение в расчетном сечении вала от изгиба моментом M _ии кручения моментом M _к.

Напряжения

 

 

где W_x и W_p – соответственно осевой и полярный момента сопро­тивления сечения вала.

 

Моменты сопротивления сечений валов

Форма сечения	Эскиз	Момент сопротивления
Круглое

 

Форма сечения	Эскиз	Момент сопротивления
Кольцевое
Co шпоночной канавкой
Co шлицами

 

Так как , то можно записать

 

 

где d – диаметр вала.

Обычно крутящий момент M_z (внутренний силовой фактор) в расчетном сечении вала равен вращающему моменту T (внешней на­грузке на вал).

Запас прочности по пределу текучести

 

 

Обычно принимают =1, 2–1, 8.

Сечение (сечения), в котором следует определить запас n _т, находят после построения эпюр изгибающих и крутящих моментов. Ес­ли нагрузки действуют на вал в разных плоскостях, то сначала силы проецируют на координатные оси и строят эпюры моментов в коорди­натных плоскостях. Далее производят геометрическое суммирование изгибающих моментов.

Если угол между плоскостями действия сил не более 30º, то для простоты считают, что все силы действуют в одной плоскости.

Технические условия на изготовление валов зависят от требова­ний к конструкции. Обработку валов обычно производят в центрах.

Наиболее жесткие требования по точности и шероховатости по­верхности предъявляются к шейкам валов, на которые устанавливают подшипники качения. Шероховатость Ra шеек назначают равной 0, 32–1, 25 мкм. Овальность и конусность мест посадки определяются до­пуском на диаметр шейки.

Для изготовления валов используют углеродистые стали марок 20, 30, 40, 45 и 50, легированные стали марок 20Х, 40Х, 40ХН, 18X2H4A, 40XH2MA и др., титановые сплавы BT3-1, ВТ6 и ВТ9.

Выбор материала, термической и химико-термической обработки определяется конструкцией вала и опор, условиями эксплуатации. Так, например, быстроходные валы, вращающиеся в подшипниках скольжения, требуют высокой твердости цапф (посадочных хвостови­ков валов), поэтому такие валы изготовляют из цементуемых сталей 12X2H4A, 18ХГТ или азотируемых сталей 38Х2МЮА и др. Валы-шестерни по этой же причине выполняют из цементуемых сталей 12XH3A, 12X2H4A и т. п. Валы под насадные зубчатые колеса серийных редук­торов изготовляют из улучшенной стали 45 (255–285 НВ) и 40Х (269–302 НВ). Участки валов, контактирующие с уплотнительными манжетами, должны иметь твердость поверхности не менее 30 HRC.

Длинные полые валы иногда выполняют (намоткой) из композици­онных материалов.

 

25.2. Опоры валов и осей. Классификация подшипников

 

Подшипники бывают:

– скольжения;

– качения.

Подшипник скольжения является парой вра­щения, он состоит из опорного участка вала (цапфы) 1 и соответственно подшипника 2, в котором скользит цапфа (рис. 25.1).

Рис. 25.1. Подшипник скольжения

Подшипники качения являются основным видом опор вращающихся (качающихся) деталей. Подшипник состоит из наружного 1 и внутрен­него 2 колец, между которыми расположены тела качения 3. Для пре­дохранения тел качения от соприкосновения между собой их отделяют друг от друга сепаратором 4, который существенно уменьшает потери на трение (рис. 25.2).

Подшипники качения стандартизованы, их изготовляют подшипниковые заводы в услови­ях высокоспециализированного массового производства. Поэтому инженеру приходится проектировать подшипники качения крайне редко. Гораздо чаще требуется подобрать подшип­ник для узла опоры, спроектировать корпус опоры, обеспечивая тех­нологичность, контроле- и ремонтопригодность узла, а также оце­нить остаточную долговечность подшипника при модернизации или форсировании режима работы оборудования.

Классификация. Подшипники качения классифицируют по нижеперечисленным признакам.

I. По форме тел качения подразделяют:

– на шариковые;

– роликовые с короткими цилиндрическими, коническими, бочкообразными, игольчатыми и витыми роликами (рис. 25.3).

II. По направлению воспринимаемых относительно оси вала сил разделяют на типы:

– радиальные (см. рис. 25.2, а, 25.3, а), воспринимающие преимущественно радиальные нагрузки, действующие перпендикулярно оси вращения подшипника;

– радиально-упорные (см. рис. 25.2, б, 25.3, б), воспринимающие одновре­менно действующие радиальные и осевые нагрузки;

– упорно-радиальные, воспринимающие осевые нагрузки при одновременном действии незначительной радиальной нагрузки;

– упорные, воспринимающие только осевые силы.

 

а

б

 

Рис. 25.2. Шарикоподшипники

 

б

а

 

Рис. 25.3. Роликоподшипники

 

III. По способности самоустановки подшипники подразделяют на несамоустанавливающиеся и самоустанавливающиеся, допускающие поворот оси внутрен­него кольца по отношению к оси наружного кольца.

IV. По числу рядов тел качения, расположенных по ширине,
подшипники делят на однородные (см. рис. 25.2, 25.3), двухрядные, четырехрядные и многорядные.

Основными потребительскими (внешними) характеристиками подшипников являются грузоподъемность, быстроходность, масса, габа­риты, потери энергии.

Подшипники одного и того же диаметра отверстия по наружному диаметру и ширине подразделяют на серии: сверхлегкую, особо легкую, легкую, легкую широкую, среднюю, среднюю широкую и тяжелую (рис. 25.4).

 

 

Рис. 25.4. Сравнительные параметры радиальных шарикоподшипников

и радиально-упорных роликоподшипников различных серий

при одинаковом диаметре отверстия d = 80 мм:

1 – масса m; 2 – динамическая грузоподъемность C;

3 – предельная частота вращения n

 

Для особо высокой частоты вращения и легких нагрузок це­лесообразно использовать под­шипники сверхлегкой и особо легкой серий. Для восприятия повышенных и тяжелых нагрузок при высокой частоте вращения используют подшипники легкой серии, а при недостаточной их грузоподъемности в одной опоре размещают по два подшипника.

Кроме стандартных под­шипников по специальному обо­снованию изготовляют особые подшипники.

Достоинства и недостатки подшипников. Подшипники качения имеют ряд достоинств по сравнению с подшипниками скольже­ния:

– меньшие (в два-три раза) осевые размеры;

– меньшее трение и сопро­тивление пуску под нагрузкой и вращению при небольших и средних частотах вращения, постоянство сопротивления вращению;

– простоту технического обслуживания и подачи смазочного материала;

– низкую стоимость и взаимозаменяемость.

Недостатки подшипников качения по сравнению с подшипниками скольжения следующие: большие радиальные размеры; малая радиальная жесткость и, как следствие, склонность к возникновению колебаний вала из-за ритмичного прокатывания через нагруженную зону опоры; более сложный монтаж; большее сопротивление вращению (из-за трения между телами качения, кольцами, сепаратором и гид­равлических потерь) при высоких частотах вращения и, как следствие, низкая долговечность (из-за перегрева).

Промышленность изготовляет подшипники качения пяти классов точности: 0, 6; 5; 4 и 2. Обозначения даны в порядке повышения точности, определяемой допусками на изготовление элементов, а также нормами плавности вращения (хода).

Основные размеры подшипников установлены ГОСТ 3478–79 (СТ СЭВ 402–76). В них входят: внутренний d и наружный D диа­метры, ширина B (высота Н) и радиус r фасок колец.

Материалы деталей подшипников. Кольца и тела качения подшип­ников изготовляют в основном из шарикоподшипниковых высокоуглеро­дистых хромистых сталей ШХ15 и ШХ15СГ, ШХ20СГ, а также цементу­емых легированных сталей 18ХГТ, 20Х2Н4А и др. При рабочей темпе­ратуре до 100 °С тела качения и кольца обычно имеют твердость 60–64 HRC, шарики – 62–65 HRC.

Кольца и тела качения подшипников, работающих при повышенных температурах (до 500 °С), в агрессивных средах, изготовляют из жаропрочных и коррозионно-стойких сталей.

Сепараторы подшипников подвержены интенсивному изнашиванию из-за трения скольжения с телами качения и кольцами, поэтому се­параторы изготовляют из антифрикционных материалов. Сепараторы массовых подшипников изготовляют штамповкой из мягкой углеродис­той стали, обладающей неплохими антифрикционными свойствами. Се­параторы высокоскоростных подшипников выполняют массивными из текстолита, фторопласта, дуралюмина, латуни и бронзы (материалы перечислены в порядке увеличения быстроходности подшипника).

Основные типы подшипников и их характеристики приведены в справочниках.

25.3. Динамическая грузоподъемность подшипников качения. Выбор подшипников и определение их ресурса

 

Динамическая грузоподъемность подшипников. Расчет удобнее выполнять по действующей нагрузке R:

 

 

где L – номинальная долговечность подшипника, млн оборотов;

С – динамическая грузоподъемность, Н;

R – эквивалентная нагруз­ка, Н;

q – показатель степени кривой усталости подшипника;

– расчетная долговечность подшипника, млн оборотов;

n – частота вращения кольца, мин^–1;

L_h – расчетная долговечность подшипника, ч.

Под динамической грузоподъемностью С радиальных и радиально-упорных подшипников понимают (по договоренности) постоянную радиальную нагрузку (в ньютонах), которую подшипник с неподвижным наружным кольцом может воспринимать в течение номинальной долговечности в 1 млн оборотов. Динамическая грузоподъемность упорных и упорно-радиальных подшипников – постоянная центральная осевая нагрузка (в ньютонах), которую подшипник может воспринимать в тече­ние номинальной долговечности в 1 млн оборотов одного из колец.

Принимают q = 3 (m = 9) для шарикоподшипников и q = 3, 33 (m = 6, 66) для роликоподшипников.

Эквивалентную нагрузку для подбора подшипников определяют с учетом особенности их работы в эксплуатационных условиях:

 

 

где x – коэффициент радиальной нагрузки;

V – коэффициент вращения (V = 1 при вращении внутреннего кольца, V = 1, 2 при вращении наружного кольца);

F_r – радиальная сила;

y – коэффициент осевой нагрузки;

F_а – осевая сила;

K _б – коэффициент безопасности, учитывающий влияние на долговечность подшипников ха­рактера внешних нагрузок;

K _т – температурный коэффициент.

Выбор подшипников и определение их ресурса. Выбор подшипников качения производят по приведенной нагрузке R и расчетному ресурсу L (в млн оборотов) по формуле

 

 

Используя полученное расчетное значение динамической грузоподъемности, по справочнику или каталогу выбирают подшипник; при этом должно быть соблюдено условие (С – динамичес­кая грузоподъемность подшипника по каталогу).

Если подшипник принят по конструктивным соображениям, то расчетом проверяют его ресурс:

 

 

1 с^–1 () ≈ 10 мин^–1 (n).

 

25.4. Муфты механических приводов.

Общие сведения и классификация

 

Муфтами называют устройства, предназначенные для передачи вращения между валами совместно работающих узлов (агрегатов) ма­шин, между частями составных валов (в валопроводах, трансмиссиях), атакже для соединения валов с расположенными на них деталями (зубчатыми колесами, звездочками и т. д.).

Муфты бывают:

– общего назначения.

– управляемые;

– предохранительные.

1. Простейшую конструкцию имеют втулочные муфты (рис. 25.5, а, б), применяемые для соединения валов диаметрами до 60–70 мм(здесь рассматриваются лишь приводные механические муфты). В ка­честве муфт используют также торсионы со шлицевыми хвостовиками, входящими в шлицевые отверстия в хвостовиках соединяемых валов. Для облегчения монтажа приводов муфты выполняют обычно сборными, состоящими из полумуфт, которые соединяют после установки узлов на раме (станине и т. п.) с по­мощью болтов (рис. 25.5, в) и дру­гими способами. Широко распространены муфты в виде автономных устройств (узлов), изготовляемых на специализированных предприятиях (производствах). Это упрощает стандартизацию муфт. Для фиксирования их на хвостовиках соединя­емых валов обычно используют шпоночные и шлицевые соединения (муфты общего назначения).

 

в

б

а

 

Рис. 25.5. Глухие муфты

 

2. Управляют работой (включают и выключают исполнительный механизм при работающем двигателе, облегчают пуск машины и др.) управляемые муфты.

3. Регулируют параметры (ограничивают частоты вращения (максимальную и минимальную), предохраняют детали и машины от слу­чайных (недопустимых) перегрузок) предохранительные муфты.

Основной нагрузкой для муфт является вращающий момент. В свя­зи с этим их нагрузочную способность принято оценивать допустимым вращающим моментом T_n, значения которого вместе с размерами, мас­сой и другими данными указывают в паспортах муфт.

Наибольший длительно действующий момент T _длдля муфт может быть определен теоретически или экспериментально. В упрощенном расчете, используя опыт проектирования и эксплуатации машин, при­нимают

 

 

где – коэффициент режима работы;

K _б= 1, 0–1, 8 – коэффициент безопасности, учитывающий характер последствий при выходе муфты из строя;

K _д = 1, 0–1, 5 – коэффициент, учитывающий характер передаваемой нагрузки (меньшие значения принимают при спокойной нагрузке, большие – при ударной и реверсивной).

Муфты разнообразны по конструкции. Наиболее распространенные из них стандартизованы и рассмотрены ниже. Выбор типа муфт произ­водят в соответствии с конструктивными особенностями и требовани­ями, предъявляемыми к приводу (машине) в целом.

 

25.5. Муфты общего назначения. Особенности расчета

 

Муфты общего назначения:

– глухие;

– упругие;

– компенсирующие.

Глухими называют муфты, образующие жесткое соединение валов (составной вал). К их числу относят втулочные и фланцевые муфты (см. рис. 25.5), которые компенсируют радиальные смещения осей ва­лов до 5 мкм для исключения чрезмерных дополнительных сил.

Несущая способность втулочных муфт обычно ограничена проч­ностью соединений (шпоночных, штифтовых, болтовых).

Для передачи больших вращающих моментов применяют фланцевые муфты, у которых полумуфты снабжены торцовыми зубьями. Такие муф­ты соединяют с валами с помощью сварки или эвольвентных шлицевых соединений.

Упругие муфты за счет использования своих упругих силовых элементов способны не только компенсировать радиальные и угловые смещения, но и демпфировать колебания, амортизировать толчки и удары.

Упругие втулочно-пальцевые муфты типа МУВП по ГОСТ 21424–75 применяют в приводе от электродвигателя и в других случаях для валов диаметрами 9–160 мм при вращающих моментах 6, 3–16000 Н∙ м. Стандартом предусмотрены муфты типа I (с цилиндрическим отверстием для валов) и типа II (с коническим отверстием для валов); они могут быть выполнены в двух исполнениях: для длинных и коротких концов валов. Вращающий момент между полумуфтами передается через резиновые гоф­рированные втулки 1, надетые на пальцы 2. Муфты, в зависимости от типоразмера, допускают радиальное смещение осей валов на 0, 2–0, 4 мм, продольное смещение валов на 10–15 мм и угловое смещение на 1º. Их работоспособность определяется стойкос­тью втулок. Диапазон рабочих температур – от минус 40 до плюс 50 °С.

Для ограничения износа среднее контактное давление пальца на втулку

 

где z = 6 – число пальцев;

D_m – диаметр окружности расположения осей пальцев;

d _п – диаметр пальцев;

l – длина упругого элемента;

[ P ] – допускаемое давление для резиновых втулок (обычно 2 МПа).

 

25.6. Предохранительные муфты

 

Включение и выключение предохранительных муфт обычно происходит автоматически, поэтому иногда их называют самодействующими или самоуправляющимися.

Основные требования к таким муфтам – точность срабатывания, быстродействие, надежность.

Предохранительные муфты служат для защиты механизмов, машин от перегрузок. Они срабатывают, если вращающий момент на ведомом валу механизма превышает некоторую предельную величину.

Предохранительные муфты бывают двух типов.

1. Фрикционные предохранительные муфты.

2. Предохранительные муфты с разрушающимся элементом – штифтом (рис. 25.6). Они просты и надежны в работе, обладают сравнительно высокой точностью срабатывания. Штифты изготовляют из хрупких материалов (высокоуглеродистой стали, чугуна, бронзы и др.), чтобы повысить быстродействие, и размещают в закаленных до вы­сокой твердости втулках из сталей 40Х, У8А, У10А и др.

 

 

Рис. 25.6. Предохранительная муфта

с разрушающимся элементом

Для обеспечения чистого среза штифтов торцы втулок в со­бранной муфте должны соприкасаться друг с другом.

После разрушения штифта (штифтов) от перегрузки муфта разъ­единяет кинематическую цепь и полумуфты вращаются относительно друг друга.

Диаметр штифта

 

где R ₁ – радиус муфты до оси срезного штифта;

z – число штифтов (обычно z = 1–2);

– предел прочности штифта на срез.

Для закаленных штифтов из стали 45 и Ст 5 =420 Н/мм².

 

Глава 26. СОЕДИНЕНИЯ ДЕТАЛЕЙ И УЗлОВ МАШИН

 

Неразъемные соединения бывают сварные, паяные, клеевые, заклепочные, с натягом.

 

26.1. Сварные соединения. Общие сведения

и характеристика. Изображения и обозначения

на чертежах швов сварных соединений

 

Соединение деталей сваркой широко применяется в технике. При помощи сварки соединяются детали машин, механизмов, металло­конструкций, мостов, гражданских и промышленных зданий и т. п.

Сварное соединение может быть выполнено в основном двумя спосо­бами: сваркой плавлением и сваркой давлением.

При сварке плавлением поверх­ности кромок свариваемых деталей плавятся и после остывания образуют прочный сварной шов. Чаще всего сварка плавлением осуществляется газовой или ду­говой (электродуговой) сваркой (рис. 26.1).

При газовой сварке горючий газ (например, ацетилен), сгорая в атмосфере кислорода, образует пламя, используемое для плавле­ния. В зону плавления вводится прутковый присадочный материал, в результате плавления которого образуется сварной шов.

Сварка давлением осуществляется при совместной пластической деформации предварительно нагретых поверхностей свариваемых деталей. Эта деформация происходит за счет воздействия внешней силы. Сварка давлением осуществляется, как правило, одним из видов контактной электросварки: точечной (рис. 26.2, а), шовной-роликовой (рис. 26.2 и) и др.

	а

б

в

 

Рис. 26.1. Выполнение сварных соединений

 

б

а

 

Рис. 26.2. Схемы сварки давлением

 

Помимо упомянутых способов в современной технике применяются и многие другие способы сварки: электрошлаковая, в защитных газах, ультразвуковая, лазером, индукци­онная и др.

ГОСТ 2.312–72 устанавли­вает условные изображения и обозначения на чертежах швов сварных соединений. Штриховка изображения сечений свариваемых деталей выполняется в разные стороны.

Сварные швы делятся на однопроходные и многопроходные в за­висимости от числа проходов сварочной дуги.

Независимо от способа сварки видимый шов услов­но изображается сплошной основной линией, а невидимый – штриховой. От изображения шва проводят линию-выноску, заканчивающуюся односторонней стрелкой (рис. 26.3).

 

 

Рис. 26.3. Изображение сварных швов на чертежах

 

ГОСТ 2.312–72 устанавливает вспомогательные знаки, входящие в обозначение шва и характеризующие его.

1. Знак, проставляемый перед размером катета
2. Шов прерывистый с цепным расположением. Угол наклона линии около 60º
3. Шов прерывистый с шахматным расположением
4. Шов по незамкнутой линии. Знак применяют, если расположение шва неясно из чертежа
5. Шов по замкнутой линии. Диаметр знака 3–5 мм
6. Шов выполнить при монтаже изделия, т. е. при установке его по монтажному чертежу на месте применения

Знаки выполняются сплошными тонкими линиями.

Знаки (за исключением знака 5) должны быть одинаковой высо­ты с цифрами, входящими в обозначение шва.

 

 

Рис. 26.4. Структура условного обозначения стандартного шва

 

Структура условного обозначения стандартного сварного шва приведена на схеме (рис. 26.4). На схеме применены следующие обозна­чения:

1) обозначение стандарта на типы и конструктивные элементы швов сварных соединений;

2) буквенно-цифровое обозна­чение шва по предыдущему стандар­ту;

3) условное обозначение спо­соба сварки по этому же стандарту (допускается не указывать);

4) для швов, тип которых характеризуется катетом шва, про­ставляют:

а) знак 1;

б) размер катета в миллиметрах;

5) для прерывистого шва проставляют (рис. 26.5):

а) размер длины элемента провариваемого участка l, мм;

б) знак 2 или 3;

в) размер шага t, мм;

6) знак 4.

В сварочном производстве применяются стандартные сварные швы, параметры которых определяются соответствующими стандарта­ми.

Типы швов определяет ГОСТ 5264–80. Сварные соединения из алюминия и алюминиевых сплавов выполняются швами по ГОСТ 14806–69. ГОСТ 16310–70 предусматривает типы швов для сварки из­делий из винипласта и полиэтилена. Кроме того, существует еще ряд стандартов (ГОСТ 11533–75; ГОСТ 15164–78; ГОСТ 14776–69; ГОСТ 15878–70 и т. д.), определяющих типы и конструктивные эле­менты швов иных сварных соединений, а также способы их сварки.

 

б

а

 

Рис. 26.5. Прерывистые сварные швы

 

Каждый стандартный шов имеет буквенно-цифровое обозначение, полностью определяющее конструктивные элементы шва. Буквенная часть обозначения определяется видом сварного соединения.

1. Стыковое соединение (С) – свариваемые детали соединяются по своим торцовым поверхностям.

2. Угловое соединение (У) – свариваемые детали расположены под углом и соединяются по кромкам.

3. Тавровое соединение (Т)