Разъемные соединения
1) Резьбовые соединения – соединения деталей с помощью резьбы, являются наиболее распространенным видом разъемных со- единений. Свыше 60% деталей имеет резьбу. Резьба в виде винтовой канавки определенного профиля наносится на наружную или внутрен- нюю (цилиндрическую или коническую) поверхности заготовки. Основ- ными геометрическими параметрами резьбы (рис. 56, а) являются: d – наружный, d1 – внутренний, d2 – средний диаметры; – угол профиля, p – шаг,  – угол подъема винтовой линии. По системе измерений резьбы бывают метрическими и дюймовыми (1 дюйм = 1 = 25,4 мм); по профилю витка – треугольными (рис. 56, а), трапецеидальными симметричными, трапецеидальными несимметричными (упорные), прямоугольными и круглыми; по направлению винтовой линии – пра- выми (рис. 56, б) (используется в абсолютном большинстве соедине- ний) и левыми (рис. 56, в); по величине шага – с крупным и мелким шагом; по количеству заходов – однозаходными (рис. 56, б, в) и мно- гозаходными (на рис. 56 г – число заходов n = 2); по назначению – крепежными, крепежно-уплотнительными и ходовыми (используются в механизмах). Неподвижность резьбовых соединений обеспечивается трением в резьбе. Резьбовые соединения бывают двух типов: соединения с по- мощью специальных резьбовых крепежных деталей (болтовые соеди- нения рис. 57, а, винтовые соединения рис. 57, б, шпилечные соеди- нения рис. 57, в) и соединения с непосредственным свинчиваением деталей. Под гайки, головки болтов и винтов подкладываются шайбы для увеличения опорной поверхности (рис. 57, а) или для повышения трения в резьбе (рис. 57, в), за счет пружинных свойств шайбы. Дос- тоинствами резьбовых соединений являются простота, удобство сбор- ки и разборки, широкая номенклатура, высокий уровень стандартиза- ции, взаимозаменяемость, относительно низкая стоимость и высокая надежность. Недостатки резьбовых соединений – наличие во впади- нах резьбы концентраций напряжений, снижающих прочность соеди- нений; чувствительность к вибрационным и ударным воздействиям, 176 приводящим к самоот- винчиванию; низкая точ- ность соединения из-за зазоров между наружной и внутренней поверхно- стями резьбы. Крепежная резьба бывает метрической, дюймовой и трубной. По профилю она, как прави- ло, имеет треугольный профиль. Чаще всего применяется метриче- ская, правая, однозаход- ная резьба. Левая резь- ба применяется в тех случаях, когда применение правой не- возможно, например из-за са- моотвинчивания, или при кон- струировании резьбовых муфт («римских» гаек), обес- печивающих при вращении в одном направлении переме- щение резьбовых стержней навстречу друг другу или в противоположные стороны (рис. 58). Основными крепеж - ными деталями резьбовых соеди- нений являются болты, винты, шпильки, гайки, шайбы и стопор- ные элементы (пружинные шайбы, шплинты), предохраняющие гайки от самоотвинчивания. Крепежные детали изготавливают из углеродистых, легированных сталей и спла- вов. 2) Шпоночные соединения осуществляют с помощью специальных деталей – шпонок, устанавливаемых в пазах между валом и ступицей. Шпоночные соединения служат для передачи крутящего момента от вала к ступице. Шпоночные соединения просты и надежны. Основной недостаток шпоночных соединений заключаются в том, что шпоноч- ные пазы ослабляют валы и ступицы. По своей форме шпонки (от нем. Span – щепка, клин) бывают призматическими, сегментными, цилин- дрическими и клиновыми. Конструкция и форма шпонки связана с тех- нологичностью изготовления пазов под шпонку и особенностями кон- струкции. Пазы на валах фрезеруют, а в ступицах прорезают протяж - d d2 d1 p  болт гайка  Рисунок 56 а) б) в) г) np Рисунок 57 а) б) в) Рисунок 58 177 ками. Шпонки обычно изготавливают из среднеуглеродистых сталей 40, 45. Призматические шпонки (рис. 59, а) имеют прямоугольное сече- ние. В радиальном направлении между шпонкой и пазом ступицы ос- тается зазор. Паз под шпонку делают примерно 0,6 ее высоты, паз во втулке – на длину всей ступицы. Ширина и высота шпонки определены ГОСТом и подбираются в зависимости от диаметра вала. Длина шпонки определяется из условия прочности на смятие, а прочность на срез обеспечивается с избытком. Сегментные шпонки (рис. 59, б) удобнее в изготовлении, но требуют более глубоких пазов в валах, что снижает прочность валов. Их применяют для передачи незначительных нагрузок. Рассчитывают- ся так же, как и призматические. Цилиндрические шпонки (штифты) (рис. 59, в) обычно приме- няют для закрепления деталей на конце вала. Шпонка устанавливает- ся с натягом. Клиновые шпонки (рис. 59 г) образуют напряженные соединения – их с усилием вбивают в паз между валом и ступицей. Эти шпонки передают усилия за счет сил трения. В отличие от призматических и сегментных шпонок у клиновых шпонок зазор остается по боковым граням. Они применяются ограничено из-за возникающего перекоса ступицы, но способны передавать большие нагрузки. b Шлицевые соединения служат для передачи вращающего момента между валом и установленными деталями. Шлицевое соеди- нение условно можно представить как многошпоночное. Это соедине- ние обеспечивает как подвижное (в осевом направлении), так и не- подвижное соединение между валом и насаженной деталью. Шлице- вые соединения прочнее и точнее шпоночных. По форме поперечного сечения шлицов различают прямобочные (рис. 60, а), треугольные (рис. 60, б) и эвольвентные (рис. 60, в) шлицевые сечения. Число и размеры поперечного сечения шлицов принимают по ГОСТу в зави- симости от диаметра вала. Шлицы рассчитываются на смятие. 4) Штифтовые соединения осуществляются при помощи спе- циальных стандартных деталей – штифтов, т.е. стержней цилиндри- ческой (рис. 61, а) или конической (рис. 61, б) формы плотно встав- ляемых в отверстие двух соединяемых деталей. Штифты применяют для точного фиксирования относительного положения соединяемых деталей и для соединения дета- лей передающих небольшие на- грузки, а также в качестве предо- хранительных элементов (на- пример, в муфтах), разрушаю- щихся при перегрузке. Штифты могут быть трубчатыми (рис. 61, в) или быть насечными (рис. 61, г). Трубчатые штифты, благода - ря своей упругой податливости могут плотно вставляться в от- верстия с большим полем допус- ка на размер. Острые кромки насечных штифтов врезаются в края от- верстия и надежно страхуют штифт от выпадения. 5) Фланцевые соединения предназначены для герметичного соединения трубопроводов и элементов корпусов аппаратов, рабо- тающих под давлением. Соединение состоит из двух фланцев, болто- вого (шпилечного) соединения и прокладки, которая устанавливается d D Рисунок 60 а) б) в) b Рисунок 61 а) б) в) г) 179 между уплотнительными поверхностями и обеспечивает герметич- ность при относительно небольшом усилии затяжки болтов. Фланцы стандартизованы. Фланцы могут быть цельными (рис. 62), т.е. привариваться к элементам корпуса аппарата или трубопровода, или быть свободными (рис. 63), т.е. крепиться разъемно на отбортовку корпуса (рис. 63,а) или резьбу (63, б). Свободные фланцы применяются для соединения аппаратов и трубопроводов из пластичных материалов (алюминий, медь), хрупких материалов (керамика, стекло). Кроме того, примене- ние свободных фланцев из недорогой углеродистой стали позволяет уменьшить стоимость протяженных внутризаводских трубопроводов из легированной стали. Цельные фланцы по конструкции могут быть плоскими приварными (рис. 62, а – в) и приварными встык (рис. 62, г, д). Фланцы приварные встык способны выдерживать бо?льшие давле- ния и температуры, чем плоские приварные. Уплотнительные поверхности фланцев и зажатая между ними прокладка образуют затвор. По конструкции затворы бывают сле- дующих типов: с гладкой уплотнительной поверхностью (рис. 62, а) (рекомендуется для давлений до 0,6 МПа), выступ-впадина (рис. 62, б, г) (0,6 –1,6 МПа), шип-паз (рис. 62, в, д) (1,6 – 6,4 МПа), а также под металлическую прокладку (6,4 – 16 МПа). Материалы прокладок фланцевых соединений должны быть прочными, эластичными, т.е. способными получать значительные упругие (исчезающие) деформа- ции при небольших нагрузках, обладать пластичностью, быть термо- и коррозионностойкими в рабочих условиях. В качестве материала про- кладок применяют: металлы – сталь, алюми- ний, медь, свинец; полимеры – фторопласт, полиэтилен, паронит, резину; комбинирован- ные прокладки, например, асбест в металли- ческой оболочке. 6) Байонетные соединения – разъем- ные соединения двух деталей (рис. 64), осуще- ствляемые путем ввода выступа на одной из деталей в специальную прорезь другой детали и последующего относительного смещения де- Рисунок 62 а) б) в) г) д) Рисунок 63 а) б) 180 талей на длину прорези. Байонетные (франц. baionnette – штык) соединения применяют в тех случаях, когда требуется частое и быстрое со- единение и разъединения элементов оборудо- вания, например, отсоединение крышек авто- клавов – аппаратов периодического действия для термообработки материалов и изделий под давлением. 7) Профильные соединения – разъемные соединения, у которых ступица насаживается на фасонную поверх- ность вала. Этот тип соединения ис- пользуется, например, при закрепле - нии маховиков запорной арматуры (вентилей, кранов, задвижек). Попе- речное сечение вала и форма отвер- стия в ступице может быть квадратной (рис. 65, а), треугольной (рис. 65, б), овальной и т.п. Соединение обеспечи- вает хорошее центрирование, отсутст- вует концентрация напряжений. Фасонные поверхности соединения сложны в изготовлении. 8.4. Расчет на прочность сварных, резьбовых и шпоночных соединений Метод расчета сварных соединений зависит от рода действующей нагрузки, типа соединения, вида шва и способа сварки. Угловые швы всех типов соединений рассчитываются на срез, а стыковые по тем же самым деформациям, что и соединяемые детали. В сварных швах из-за локального нагрева и совместной деформации наплавленного и основного металла действуют остаточные (связующие) напряжения и рабочие, создаваемые приложенной нагрузкой. В расчетах на прочность учитывают только рабочие напряжения. Влияние способов сварки учитывают при выборе допускаемых напряжений для сварных швов, которые назначают как долю от допускаемых напряжений на растяжение основного металла,  допускаемое напряжение стыкового сварного шва; допускаемое напряжение на срез стыкового и углового сварных швов;  - коэффициент понижения допускаемых напряжений (коэффициент сварного шва). Его значения приведены в таблице. Проектный расчет стыкового сварного шва, толщина которого равна толщине листов s Рисунок 65 а) б) Рисунок 64 181 Таблица. Ориентировочные значения коэффициента  для соединений дуговой сваркой Тип сварного шва Вид нагружения Ручная сварка Автоматическая и полуавтоматическая Стыковой Растяжение Сжатие 0,8 0,9 1,0 Стыковой и угловой Срез 0,6 0,65 (р сводится к определению расчетной длины р из условий прочности. Из-за возможного непровара шва на краях деталей фактическая длина шва принимается равной  . (8.2) При совместном действии изгибающего момента и растягивающей силы (M), действующих на соединяемые детали (рис. 66) условие прочности имеет вид:  где Ap– площадь поперечного сечения шва; Wz – осевой момент сопротивления сечения шва. При растяжении-сжатии (0) условие прочности (8.3) упрощается. Если размеры соединения заданы (и s), то выполняют проверочный расчет, т.е. проверяют выполнение условия прочности (8.3). Угловые швы рассчитывают на срез, по наименьшей площади сечения, расположенного в плоскости биссектрисы прямого угла поперечного сечения шва. В угловых швах размер катета k, как правило соответствует толщине более тонкой детали s (рис. 67). Расчетная высота угловых швов h зависит от способа сварки, и ориентировочно может приниматься равной h = 0,7 k. (8.4) Рисунок 66 ?  h k Рисунок Для нахлесточных соединений с лобовым (рис. 67) или косым швом (рис. 52, в) условие прочности имеет вид р . (8.5) Для расчета соединений фланговыми швами (рис. 52, а) используется формула (8.5), при этом расчетная длина принимается равной суммарной длине швов. Максимальная длина флангового шва из-за неравномерности распределения нагрузки не должна быть больше 60k. Из-за непровара в начале и в конце шва, минимальную длину флангового шва назначают не менее чем 30 мм. Если соединение угловым швом нагружено изгибающим моментом M в плоскости приварки (рис. 68), то расчет шва производят по формуле:и . (8.6) Методы расчета резьбовых соединений на прочность определяются конструктивными особенностями соединения, направлением и характером действующей нагрузки, способом сборки и условиями эксплуатации. По направлению рабочие нагрузки разделяются на осевые, действующие по геометрической оси резьбового стержня, поперечные, перпендикулярные оси стержня, и эксцентричные, действующие параллельно оси. Соединения, собранные с предварительным затягом называются напряженными – детали этих соединений испытывают напряжения еще до приложения рабочей нагрузки. При затяге ключом болта (гайки) к резьбовому стержню прикладывается крутящий момент T и создается растягивающее усилие. Величина крутящего момента T зависит от величины создаваемой силы сжатия соединяемых деталей, геометрических параметров резьбы и трения в резьбе. Абсолютное большинство соединений относится к напряженным соединениям. Примером напряженных соединений являются фланце- вые соединения (рис. 62). Соединения, собранные без предваритель- ного затяга, являются ненапряженными. Расчет ненапряженных со- единений отличается от расчета предварительно затянутых (напря- женных) соединений. Выход из строя болтов, винтов и шпилек чаще р k h Рисунок 68 M 183 всего происходит вследствие разрыва стержня по резьбе. Реже разрыв происходит по переходному сечению у головки, а также в результате разрушения резьбы (срез, смятие, изгиб витков резьбы). Высота стандартных гаек ограничена – наращивание высоты нецелесообразно из-за неравномерности распределения нагрузки между отдельными витками. Например, первый виток передает примерно 35% осевой силы, а пятый виток – лишь 5 – 10%. При действии только статической растягивающей силы (F, T=0) (рис. 69, а), т.е. для ненапряженных резьбовых соединений условие прочности резьбовой части стержня на разрыв по наименьшему сечению Ap имеет вид  1 d 4F , (8.7) где d1 = d – 1– внутренний диаметр резьбы; Р – шаг резьбы; [] – допускаемое напряжение. В напряженных резьбовых соединениях (рис. 69, б) из-за действия растягивающей силы F и крутящего момента T, в поперечном сечении резьбового стержня одновременно действуют нормальные и касательные напряжения, что является случаем сложного сопротивления. В рамках третьей теории прочности с учетом соотношения между силой F и моментом T, условие прочности на разрыв стандартного резьбового стержня имеет вид экв A F 1,3 или  1 экв d 4F 1,3 , (8.8) где 1,3 – коэффициент, учитывающий действие касательных напряжений. Если болт установлен в отверстие соединяемых деталей с зазором (рис. 70, б), а соединение при этом нагружено поперечной силой F, то взаимная неподвижность деталей обеспечивается силой трения Fтр на стыке, которая, в свою очередь, создается осевой силой затяга Fo. Условие взаимной неподвижности деталей соединения тр F – коэффициент ) б) Рисунок 70 dc 184 Поскольку в последнем случае (рис. 70, б) соединение собирается с предварительным затягом, т.е. является напряженным, условие проч- ности на разрыв болта имеет вид аналогичный формуле (8.8) 3 . (8.12) Проверочные расчеты резьбовых соединений предполагают проверку условий прочности (8.7 – 8.9, 8.12). При выполнении проектных расче- тов определяют расчетное значение диаметра болта, и округляют его до ближайшего большего стандартного значения. Их значения приведены в таблице. Таблица. Наружный диаметр d и шаг резьбы Р по ГОСТ 8724-81 Расчет шпоночных соединений относится к типовым расчетам, выполняемым при проектировании большинства механических пере дач. Крутящий момент с вала на ступицу, например, зубчатого колеса, передается при помощи призматической шпонки размещенной в шпоночных пазах вала и ступицы (рис. 71). Боковые грани шпонки на половине своей высоты испытывают напряже- ния смятия см, а про- дольное сечение – на- пряжения среза ?ср. Для шпоночного соедине- ния стандартной шпон- кой выполняется про- верочный расчет толь- ко на смятие. Шпонка испытывает смятие с двух противоположных боковых сторон: со стороны вала в попе- речном сечении (ниж- няя часть одной из бо- ковых поверхностей), и со стороны ступицы (верхняя часть противопо- ложной боковой поверхности). Со стороны ступицы поверхность смятия минимальна. Сила, вызывающая смятие: d Поверхность среза Поверхность смятия Т Рисунок  , (8.13) где d – диаметр вала. Минимальная поверхность смятия определяется по формуле А 0,5h с – длина шпонки, принимаемая из стандартного ряда размеров. Длина шпонки должна быть на 5 -10 мм меньше высоты ступицы L. Условие прочности шпонки на смятие: см см см [ ] А у см – напряжение смятия на боковой поверхности шпонки; [– допускаемые напряжения на смятие материала шпонки. Если условие прочности не выполняется, необходимо поставить две шпонки той же длины, смещенные по окружности на угол 180.