Устранение местных ослаблений деталей

Устранение местных ослаблений деталей

Местные ослабления в силу уменьшения сечений и, особенно, концентрации напряжений резко снижают прочность деталей. Нередко ослабление бывает результатом просчетов при определении сечений детали. Особенно распространена эта ошибка при конструировании нерассчитываемых мелких деталей, формально не несущих нагрузок (за исключением сил затяжки). Характерный пример приведен на рис. 337, 1.

Ниппель имеет внутреннее отверстие Ø20Н7; для выхода режущего инструмента днище отверстия поднутрено канавкой Ø20,5. На резьбовой части ниппеля (М24х1,5) также предусмотрена канавка Ø22 для выхода резьбонарезающего инструмента. При выбранных размерах толщина стенки на участке k расположения внутренней канавки составляет 1,25 мм, а на участке m расположения наружной канавки — 1 мм. Даже при слабой затяжке до упора в торец шестигранника стенка разрушится (особенно если ниппель выполнен из бронзы).

При выборе размера шестигранника «под обточку» Ø31 конструктор не учел, что избранный размер под ключ s = 0,866 x 31 = 27 мм не допускает установки прокладки. При резьбе М24 внутренний диаметр прокладки должен быть по меньшей мере 24,5 мм. Таким образом, ширина прокладки 0,5(27—24,5) = 1,25 мм, что явно недостаточно.

Устранение местных ослаблений

В исправленной конструкции 2 диаметр детали на участке расположения внутренней канавки увеличен до 26 мм; минимальная толщина стенки на этом участке становится 0,5(26—20,5) = 2,75 мм. Резьба увеличена до М27; применен более мелкий шаг (s = 1 мм). Толщина стенки детали на участке расположения канавки становится 0,5(25,5—20) = 2,75 мм.

Размер шестигранника задан непосредственно размером под ключ 32 мм, который обеспечивает приемлемую ширину прокладки 0,5(32—27,5) = 2,25 мм.

Приведенный пример лишний раз подчеркивает необходимость соблюдения правила: вычерчивать детали строго в масштабе (мелкие детали в увеличенном масштабе). При точном вычерчивании все перечисленные ошибки легко обнаруживаются.

В конструкции 3 головки болта с поднутряющей выточкой, преследующей цель увеличения циклической прочности участка перехода головки в стержень, неправильно назначен диаметр выточки 28 мм. При нормальной головке размер под ключ 0,866 х 2d = 0,866·36 = 31 мм и минимальная ширина опорной поверхности n = 0,5(31—28) = 1,5 мм, что недостаточно. Положение можно исправить применением диагональной выточки 4 [размер n = 0,5(32—24) = 4 мм] или увеличением размеров головки 5.

В конструкции 6 головки болта с внутренним шестигранником, изготовленным прошиванием, участок s перехода стержня в головку резко ослаблен канавкой для выхода прошивки. При замене прошивания высадкой (конструкция 7) ослабление устраняется; прочность головки повышается также в результате благоприятной ориентации волокон.

Нередко можно устранить местное ослабление перемещением ослабляющего элемента в область больших сечений. Фланцевая втулка 8 резко ослаблена двумя канавками для выхода инструмента, расположенными в одной плоскости (участок t). Перенос внутренней канавки в плоскость фланца (конструкция 9) ликвидирует ослабление.

В накидной гайке 10 поднутряющую канавку целесообразно расположить в плоскости шестигранника гайки (конструкция 11).

Внутренняя гайка 12 резко ослаблена на участке y канавкой для выхода резьбонарезающего инструмента и на участках v отверстиями под ключ. В улучшенной конструкции 13 отверстия заменены шлицами под ключ; толщина стенок в опасных сечениях увеличена. Проушина 14, нагруженная растягивающей силой Р, ослаблена отверстием d под масленку, расположенным на самом напряженном участке. В целесообразной конструкции 15, отверстие расположено в утолщении верхней части проушины.

В узле 16 крепления рычага на валу ступица ослаблена шпоночным пазом. В рациональной конструкции 17 шпонка перенесена в область увеличенных сечений — на участок перехода ступицы в продольное ребро.

Другое решение — крепление рычага коническим нарезным штифтом 18, значительно меньше ослабляющим ступицу.

Ослабление обода зубчатого колеса шпоночным пазом 19 можно устранить уменьшением диаметра вала или увеличением диаметра делительной окружности зубчатого колеса 20 до получения приемлемой толщины обода (f = (2—2,5)m, где m — модуль зуба). Если этого не допускают габариты, то можно улучшить зацепление зубчатых колес, применив положительное смещение инструмента при их нарезании 21. Наиболее простое решение — установка шестерни на мелких эвольвентных шлицах 22.

В узле 23 крепления пластинчатой пружины прочность пластины снижена расположением отверстия под крепежный винт в опасном сечении.

Способы усиления 24—26 удорожают изготовление пружины (вырубка из листа или ленты со значительным отходом материала).

Несколько исправляет положение установка под крепежные винты шайб 27 большого диаметра. Наиболее целесообразно крепить пружину накладной пластинкой 28, профилированной по дуге максимального прогиба пружины. На опасном участке пружина, зажатая пластинкой w, работает полным сечением.

Подкрепление деформирующихся участков. Необходимо предупреждать деформацию нежестких участков деталей под действием рабочих сил. В пазово-хвостовиковом соединении валов (рис. 338, а) хвостовик приводного вала при передаче момента деформирует щеки прорезного вала, раскрывая проушину. Напрессовка бандажа (б) резко увеличивает жесткость и прочность соединения.

Усиление узлов

В карданном соединении (в) вращающий момент передается пальцем, запрессованным в сферическую головку валика и входящим в прорези на торце вала. В улучшенной конструкции (г) прорези заменены внутренними пазами в целом валу. Конструкция (д) узла вильчатого соединения нерациональна: щеки вилки под действием растягивающих сил расходятся в стороны (светлые стрелки). Прочность узла (е) значительно возрастает, если ввести затяжку щек на промежуточную втулку.

В узле (ж) лопатки турбины набирают на кольцевой Т-образный шип на ободе ротора. Ножки лопаток под действием центробежкой силы расходятся в стороны (пунктирные линии). В улучшенной конструкции (з) ножки снабжены шипами k, входящими в кольцевые выточки на ободе ротора; раскрытие ножек предупреждается ребордами l на ободе.

В узле (и) соединения составного коленчатого вала шатунная шейка затянута на плоский торец m щеки. Упругие деформации узла под действием рабочих нагрузок вызывают воронкообразную разработку конца шатунной шейки, наклеп и сваривание посадочных поверхностей.

В усиленной конструкции (к) торец шейки выполнен на конус и введен в коническую выточку n щеки. Плотный обжим посадочного пояса при затяжке предотвращает разбивание и наклеп посадочных поверхностей.