Иванов М.Н. - Детали машин (1065703), страница 9
Текст из файла (страница 9)
По условию герметичности: при мягкой прокладке К,=1,3...2,5, при металлической фасонной прокладке К„,=2...3,5, при металлической плоской прокладке К,=3...5. Выбрав значение К„, при известных Х„Х„или )(, можно определить Г, Г„и Г„по формулам (1.2б), (1.25) и (1.27). Определение податливости болта и деталей. В простейшем случае при болтах постоянного сечения и однородных деталях (рис. 1,2б) а а/( а а)1 а л/( а а) (1.29) где Е, и Е„А, и А,— модули упругости материалов и площади сечения болта и деталей; 1,— длина болта, участвующая в деформации; б,— суммарная толщина деталей; приближенно 1, 8,.
Ьйр:ИшгзаиК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу ~сд:464840172 необходимым условием надежности и герметичности соединения. Условие нераскрытия стыка: Г„> О. Практически нераскрытие стыка зависит не только от значения затяжки Г„„но и от сохранения ее в эксплуатации, Последнее определяется следующими факторами: качеством обработки поверхностей стыка. При большей шероховатости поверхности ее неровности постепенно сминаются, что приводит к ослаблению затяжки.
Для ответственных соединений поверхности стыка деталей рекомендуют шлифовать; числом поверхностей стыков. Чем больше поверхностей, тем хуже сохраняется затяжка (на рис. 1.23 число поверхностей стыка равно пяти, считая поверхности под гайкой и головкой болта); качеством поверхности и точностью резьбы.
Грубая резьба сминается и уменьшает силу затяжки. В ответственных соединениях рекомендуют применять гайки, увеличивающие равномерность распределения нагрузки по виткам резьбы (см. рис. 1.16); надежностью способа стопорения резьбы (см. рис. 1.9...1.12); качеством прокладок. Упругие прокладки в стыке лучше сохраняют затяжку. (Отметим, что пружинная шайба (см. рис.
1.23) в этом смысле также выполняет роль упругой прокладки.) В зависимости от перечисленных факторов, трудно поддающихся учету, а также ввиду опасности раскрытия стыка деталей целесообразно применять высокую затяжку соединений, особенно при переменных нагрузках. Это положение подтверждается практикой эксплуатации резьбовых соединений. На практике рекомендуют принимать Ийр:ИшгзаиК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу ~сд:464840172 Р В более сложном случае коэффициенты податливости определяют по сумме податливостей отдельных участков болта (см.
рис. !.25) и отдельных деталей (см. рис. 1.23): ~! 12 1н Хб=~" Х„= — ~ — '+ — '+ ... + — "/, 1 Еб '161 Аб2 Абе (а, Ь, б„ ).=~х„= ' + ' + + —" 1 ~,Еа! А21 Е„2 Аа2 Е„, А,. (1.30) В формуле (1.30) под расчетной площадью А, понимают площадь только той части деталей, которая участвует в деформации от Рис.
1.26 затяжки болта. Условное определение этой площади в простейшем случае изображено на рис. 1.26. Здесь полагают, что деформации от гайки и головки болта распространяются в глубь деталей по конусам с углом !2=30', или ф!хи0,5. Приравнивая объем этих конусов к объему цилиндра, находят его диаметр: ~)! ~+ (б! + 52)/4 и Аб я ф 1 !~одев)~4' На рис. 1.27 изображено соединение, в котором внешняя нагрузка Г увеличивает деформацию не только болта, но и деталей 1 и 2 (шайба и набор тарельчатых пружин).
Поэтому при расчете коэффициента внешней нагрузки у детали 1 и 2 нельзя учитывать наравне 1 Г с деталями 3, 4, 5, деформация которых умень- шается. В таких случаях все детали соединения 2 принято разделять на две системы: детали системы 3 болта, в которых под действием внешней нагрузки абсолютное значение деформаций возрастает (на 4 рис.
1.27 болт и детали 1 и 2); детали системы корпуса, в которых абсолютное значение деформаций уменьшается (на рис. 1.27 детали 3, 4, 5). При этом 5 5 Х=ЕХ.,/() б+Х).1). 5 1 Рис. 1.27 В соединении на рис. 1.27 набор тарельчатых пружин существенно увеличивает податливость системы болта, а следовательно, уменьшает нагрузку на болт, В общем случае задачу о расчете А, и Х, приходится решать с учетом конкретных, сложных и многообразных деталей (например, литые крышки цилиндров с ребрами, пустотами и т. п.).
Для большинства практических случаев расчет податливости деталей связан с большими трудностями. Между тем расчеты и испытания конструкций показывают, что отношение Х„/(Х„+Х„) невелико и не превышает обычно 0,2„.0,3. Поэтому для приближенных расчетов соединений без мягких прокладок принимают т = Х,/(Х, + Х„) ((0,2...0,3). (1.31) Прочность болта прн статических нагрузках.
При статических нагрузках прочность болта в соединении типа рис. 1.23 оценивают по формуле 42 Ийр:ИшгзаиК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу ~сд:464840172 а=1,3Р' (-ы2) <[а1. Здесь коэффициент 1,3 по-прежнему учитывает напряжения кручения, которые могут возникнуть при затяжке соединения под нагрузкой (как правило, это не рекомендуют). Прочность болта прн переменных нагрузках. При переменных нагрузках 1см. рис, 1.24 и формулы (1.25) и (1.26)1 полное напряжение в болте можно разделить на постоянное гу = Я„+(~~/Я/А и переменное с амплитудой а, = (Р'а/2)/Аа. (1.33) Запас прочности по переменным напряжениям подсчитывают по формуле (см.
курс «Сопротивление материалов») л= ' (см. табл. 1.2), (1,34) о,К,+$,о где ст,— предел выносливости материала болта (см. табл. 1.1): К вЂ” эффективный коэффициент концентрации напряжений в резьбе (определяют при испытании затянутой резь бовой пары, а не просто стержня с резьбой); ф,-0,1 — коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений. Значение К, зависит от многих факторов и трудно поддается учету. Для приближенных расчетов рекомендуют [18]: К,ъ3,5...4,5 — углеродистые стали, К,и4...5,5 — легированные стали. Большие значения относятся к резьбам И>20 мм.
Эти значения получены для метрических нарезных резьб и при простых гайках. Для накатанных резьб К, уменьшают на 20...30'Ь. При применении специальных гаек (см. рис. 1.16), выравнивающих распределение нагрузки по виткам резьбы, значение К, уменьшают на 30...40'4. Запас статической прочности по текучести материала проверяют по формуле л,=о,/о „=о,/(сг +о,),(см. табл. 1,2). (1.35) Практический (приближенный) расчет затянутых болтов нри растягивающей внешней нагрузке. В большинстве случаев значение затяжки болтов на практике не контролируют, поэтому смысл точного расчета теряется. Для приближенного расчета, учитывая рекомендации (1.31), принимают у =0,2...0,3.
При этом г,=(о,г...о,з) г; (1.36) Г =Г„,+(0,2...0,3)Г. (1.37) Значение затяжки Г, выбирают по рекомендациям (1.28). Далее в зависимости от характера нагрузки используют формулы (1.32) или (1,34) и (1.35). 43 Ьйр:ПКигзаиК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу ~сд:464840172 Прочность болтов при высоких температурах. При высоких температурах в болтовом соединении могут возникать дополнительные температурные нагрузки. Эти нагрузки возникают в том случае, когда температурные коэффициенты линейного расширения материалов болта и соединяемых деталей не одинаковы. Температурные нагрузки подсчитывают по условию совместности деформаций, которые рассматривают в курсе «Сопротивление материалов».
Температурные напряжения в болтах понижают путем применения материалов с близкими температурными коэффициентами линейного расширения или постановки упругих прокладок, упругих болтов и шайб. При температурах свыше 150" С для легких сплавов и 300' С для конструкционных сталей в затянутых соединениях становятся существенными явления релаксации и заедания, Релаксация связана с ползучестью материала при высоких температурах.
Она проявляется в постепенном ослаблении затяжки соединения. При этом нарушается одно из главных условий прочности и герметичности соединения. Для уменьшения релаксации необходимо повышать упругую податливость деталей соединения, применять материалы с высоким пределом ползучести ~например, хромистые и хромоникелевые стали [18 1), снижать допускаемые напряжения для болтов, После некоторого времени работы при высоких температурах наблюдается заедание в резьбе, которое проявляется в том, что гайку не удается отвинтить или она отвинчивается с большим трудом, а резьба портится или разрушается. Для борьб с заеданием необходимо изготовлять гайки из материалов, ладающих более высоким температурным коэффициентом нейного расширенйя по сравнению с материалом винта ~перлитный чугун, бронза, латунь, жаропрочные стали); применять покрытия — омеднение или хромирование резьбы; применять более крупные резьбы с зазором по среднему диаметру.
$1.7. Эффект эксцентричиого иагружения болта Эксцентричное нагружение болта возникает из-за непараллельности опорных поверхностей детали и гайки или головки болта, например вследствие уклона полки швеллера, погрешностей изготовления деталей, болтов, гаек и т. д. Во всех этих случаях кроме напряжений растяжения в стержне болта появляются напряжения изгиба.
Например, для болта на рис. 1.28, а напряжение растяжения в стержне а напряжения изгиба при больших значениях и, не ограничивающих деформацию болта, а„= Г,х/(0,1Ы',). Ийр:ИшгзаиК-с1т.пагод.ги зозс1т®и1.Ьу 1сд:464840172 Если принять х=И,, то а) зат с~ =Г,/(О,И2). При малых значениях угла м напряжения изгиба определяют с учетом деформации, допускаемой этим углом (рис. 1.28, б): а„= М/Ч~„=Е Ь~(г~,). ~звт Здесь М=Е1/р', р=/а/з; И~„=1/(с~/2). Расчетным напряжением о„будет меньшее из двух. Приняв за расчетное первое напряжение, получим а„/о, = 7,5.
Это отношение позволяет отметить, что эксцентричное нагружение можай значительно уменьшать прочность болтов. При разработке и изготовлении конструкции соединений необходимо принимать все меры, устраняющие эксцентричное нагружение. Например, неровные поверхности деталей под гайками и головками болтов нужно планировать, а в случае, изображенном на рис. 1,28, подкладывать под гайку косую шайбу и т. п, $ 1.8.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
