Соединения деталей и узлов машин (стр. 2 из 9)

Заклепки полупустотелые (ГОСТ 12641-80*, ГОСТ 12643-80, г, д, е) и пустотелые (ГОСТ 12638-80* - ГОСТ 12640-80*, в соответстивии с рисунком 3, ж, з, и) применяют для соединения тонких листов и неметаллических деталей, не допускающих больших нагрузок.

Рисунок 3 – Стандартные стальные заклёпки

Для увеличения ресурса заклепочных соединений создают радиальный натяг, ресурс при этом увеличивается в 2?4 раза.

Для крепления лопаток некоторых паровых и газовых турбин применяют заклепки, устанавливаемые под развертку и работающие в основном на сдвиг.

Наиболее отработаны конструкции, типаж и технология заклепочных соединений в авиационной промышленности.

Кроме традиционных заклепок применяют:

1) заклепки из стержней с одновременным расклепыванием обеих головок и образованием гарантированного натяга по цилиндрической поверхности;

2) заклепки с потайной головкой и компенсатором - местной выпуклостью на головке, деформируемой приклепке и уплотняющей контакт головки;

3) заклепки для швов с односторонним подходом и с сердечником, который при осевом перемещении распирает заклепку, образуя замыкающую головку, а потом обрывается и фрезеруется для обеспечения гладкой поверхности;

Рисунок 4 – Стержневые заклёпки для односторонней клёпки

4) взрывная заклепка того же назначения, у которой замыкающая головка образуется в результате взрыва вещества, заложенного в отверстие заклепки; взрыв вызывается нагревом закладной головки и стержня;

5) болт-заклепка в виде стержня, устанавливаемого с натягом, и высокой шайбы; при установке болта гайку обжимают на стержне, имеющем в этом месте кольцевые канавки; потом хвостовую часть стержня обрывают;

6) заклепка с большим сопротивлением сдвигу в виде твердой пустотелой заклепки с потайной головкой, притягиваемой винтом.

Заклепочные соединения по конструкции разделяют на соединения внахлестку (в соответстивии с рисунком 5, а), соединения с одной накладкой (в соответстивии с рисунком 5, б) и соединения с двумя накладками (в соответстивии с рисунком 5, в).

Рисунок 5 – Основные типы заклёпочных соединений

Заклепочные соединения применяют также для деталей машин общего назначения, например для крепления венцов зубчатых колес к ступицам, лопаток в турбинах, противовесов коленчатых валов, тормозных лент и обкладок, для соединения деталей рам и колес автомобилей и т. д.

При конструировании рекомендуется придерживаться следующих правил:

1) в элементах, работающих на растяжение или сжатие для уменьшения их изгиба, заклепки следует располагать возможно ближе к оси, проходящей через центр массы сечений, или симметрично относительно этой оси;

2) в каждом соединении для устранения возможности относительного поворота соединяемых деталей желательно использовать не менее двух заклепок;

3) заклепки по возможности следует размещать таким образом, чтобы соединяемые элементы ослаблялись меньше и их материал использовался более полно, т. е. следует предпочитать шахматное расположение рядному.

Расчет заклепочных соединений. В соответствии с обычными условиями работы заклепочных соединений основными нагрузками для них являются продольные силы, стремящиеся сдвинуть соединяемые детали одну относительно другой. В плотном и точном соединениях необходимо, чтобы вся внешняя нагрузка во избежание местных сдвигов воспринималась силами трения.

Расчет заклепок в соединении, находящемся под действием продольной нагрузки, сводится по форме к расчету их на срез. Трение в стыке учитывают при выборе допускаемых напряжений среза. При центральном действии нагрузки предполагается равномерное распределение сил между заклепками.

В заклепочном соединении допустимая нагрузка, отнесенная к одной заклепке,

где d - диаметр стержня заклепки; [τ]_ср - условное допускаемое напряжение заклепки на срез; i - число срезов.

При центрально действующей нагрузке F необходимое число заклепок z=F/F₁.

Заклепки на смятие в односрезном или двухсрезном силовом соединении проверяют по формуле

где s - толщина стенки соединяемых деталей.

Проверка на смятие плотных соединений не нужна, так как в них вся продольная нагрузка воспринимается силами трения в стыке.

Соединяемые элементы проверяют на прочность в сечениях, ослабленных заклепками:

Допускаемое напряжение для соединений стальных деталей заклепками из сталей Ст2 и Ст3 при расчете по основным нагрузкам: на срез заклепок [τ]_ср=140 МПа и на смятие [σ]_см=280?320 МПа, на растяжение соединяемых элементов из стали Ст3 [σ]_р=160 МПа.

При холодной клепке допускаемые напряжения в заклепках снижают на 30 %.

Для элементов соединений с пробитыми и нерассверленными отверстиями допускаемые напряжения снижают на 30 %.

Если соединение работает при редких знакопеременных нагрузках, допускаемые напряжения понижают умножением на коэффициент

где F_min и F_max - наименьшая и наибольшая по абсолютной величине силы, взятые со своими знаками. Для соединения элементов из низкоуглеродистых сталей а=1, b=0,3, а для соединений из среднеуглеродистых сталей а = 1,2, b= 0,8.

Потребная площадь элементов, работающих на растяжение под действием силы F,

где φ=(P-d)/P коэффициент прочности шва, величина которого обычно колеблется в пределах от 0,6 до 0,85; Р - шаг расположения заклепок.

При проектном расчете значением φ задаются, а потом производят проверочный расчет.

В групповых заклепочных соединениях, подверженных сложному напряженному состоянию, силы на одну заклепку определяются, как в резьбовых соединениях.

5. Конические соединения

Конические соединения представляют собой разновидность фрикционных соединений, используемых для передачи вращающего момента между деталями с соосными посадочными поверхностями. Обычно такие соединения применяют для закрепления деталей на концах валов.

Натяг и контактные напряжения в конических соединениях (в отличие от цилиндрических соединений) создаются затяжкой.

Уравнение равновесия при равномерном распределении по длине контактных напряжений q и касательных напряжений τ_f от трения (сцепления) имеет вид

где r₁ и r₂ - соответственно минимальный и максимальный радиусы конического участка вала в сопряжении.

Если учесть, что dz=dr·ctgα. то после интегрирования и несложных преобразований получим

где F₀ - сила затяжки соединения; d_mи l - средний диаметр и длина соединения; α - угол наклона образующей конуса к оси вала; f - коэффициент трения пары вал - ступица.

Из соотношения видно, что с увеличением угла α (конусности) необходимо увеличивать затяжку соединения для сохранения уровня контактных напряжений.

Обычно из технологических соображений применяют небольшую конусность. По ГОСТ 21081-75 конусность

что соответствует α≈2°52' (d₁и d₂- минимальный и максимальный диаметры вала в соединении). При большей конусности на несущую способность соединений существенное влияние оказывают погрешности углов конуса вала и ступицы (втулки), т. е. в конических соединениях отношение f/tgα<1. При малом угле α можно принять, что диаметр вала d≈d_m.

Вращающий момент, передаваемый соединением.

Откуда требуемая минимальная сила затяжки соединения

где k=1,3?1,5 - коэффициент запаса сцепления;. f_пр - приведенный коэффициент трения,

Из формулы следует, что на передаваемый вращающий момент влияют сила предварительной затяжки, средний диаметр и состояние поверхностей контакта.

Максимальная сила затяжки устанавливается из условий прочности (подобно максимальному расчетному натягу). Так как конусность невелика, то максимальная сила затяжки (tgα=0,5K=0,05)

где D – наружный диаметр ступицы (втулки).

Затяжку соединений контролируют динамометрическим ключом или по осевому перемещению ступицы.

В процессе работы возможно ослабление затяжки из-за обмятия поверхностей контакта (особенно в соединении со шпонкой).