Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 5)

Σλ_ί= λ_б+λ_д

λ_б= ℓ_б/E_бF_б- податливость болта в мм/н, (5)

λ_Д = ℓ_Д/E_ДF_Д - податливость стягиваемых деталей, (6)

где ℓ_б, ℓ_Д – расчетные длины болта и соединяемых деталей соответственно. Приближенно принимают, что ℓ_б=ℓ_Д;

Е_б; Е_Д – модули упругости материала болта и соединяемых деталей;

F_б; F_Д – площадь сечения болта и соединяемых деталей

Площадь F_б определяется достаточно просто по формуле

F_б=πd2/4. (7)

Площадь F_Д обычно определяется в предположении, что напряжения сжатия от усилия затяжки распределены в пределах конусов давления (см рис 1). Обычно принимают tgγ = 0,5. Если для упрощения расчета заменить рассматриваемый конус «эквивалентным цилиндром» с наружным диаметром Dэ, то площадь сечения FД определяется по формуле:

(8)

Рисунок 9. Схема резьбового соединения

φ = 360 Р_зат (Σλi/S)

Σλ_ί= λ_б+λ_д=

λ_б= ℓ_б/E_бF_б=

F_б=πd2/4=

λ_Д = ℓ_Д/E_ДF_Д=

Анализ формул (4), (5), (6) показывает, что функциональная связь φ=f(Pз) не зависит от коэффициентов трения в резьбовой паре. Это одно из основных преимуществ способа контроля усилия затяжки по углу поворота. К другим преимуществам этого способа следует отнести простоту выполнения операции, не требующей сложных специальных ключей (как при предыдущем способе).

Однако точность рассматриваемого способа зависит от специфических причин, к числу которых относятся:

1. Погрешность субъективного характера, вызванная приближенным определением начального углового положения гайки (по субъективному ощущению момента плотного соприкосновения гайки с поверхностью закрепляемой детали).

2. Появление большой нелинейности на графике зависимости усилия затяжки от угла поворота гайки в начальный период затяжки. Если по экспериментальным данным построить график зависимости Qз=f(φ0зат), то в начальный период затяжки (рис. 3) изменение усилия Рз проходит сначала по кривой до точки т, а далее сравнительно линейно. Заменив криволинейный участок графика прямой линией (на рис. 10) показана пунктиром), получим значение угла φ0, при котором поворот гайки как бы не вызывает усилия затяжки. Тогда необходимое значение угла поворота гайки:

φ⁰_з=φ⁰_р+φ⁰₀ (9)

Величина угла φ₀ может достигать 25...30% от φ_з. Влияние этой погрешности значительно возрастает для относительно коротких болтов (l/d=1...3). На практике φ₀ определяется экспериментально для конкретного типа резьбового соединения. Основными причинами нелинейной зависимости Рз от φ на начальном участке являются упругие контактные деформации в стыках деталей, деформации деталей вследствие макронеровностей стыковых поверхностей сопрягаемых деталей, деформация отдельных элементов резьбы и др.

3. Погрешности, связанные с приближенными расчетами податливости соединяемых деталей (λ_Д) и, прежде всего, с расчетом площади сечения F_Д соединяемых деталей (отсутствуют точные данные по углу конуса γ, условная замена конуса давления «эквивалентным цилиндром» и т. д.).

Рисунок 10. График зависимости силы затяжки от угла поворота болта

Расчет удлинение болта ∆

При этом способе в процессе затяжки измеряется удлинение винта. Связь между удлинением винта Δ и усилием затяжки выражается зависимостью:

∆_л = Р_зат λ_б (10)

∆_л

Величина податливости болта (λ_б) - определяется по формуле (5). Как следует из зависимости (9), на расчетную величину Δ совершенно не оказывают влияния ни коэффициенты трения, ни податливость соединяемых деталей. Благодаря наличию прямой связи между удлинением болта и усилием затяжки данный способ может считаться наиболее точным из всех рассмотренных. Однако, как показывают результаты исследований, высокая точность этого способа имеет место только при затяжке болтов значительной длины, у которых l/d>10. При затяжке относительно коротких болтов, у которых l/d=(1...3), погрешность способа значительно возрастает из-за малой величины измеряемого удлинения. Кроме того, увеличивается

влияние погрешности расчета податливости болта. Обычно при расчете λ_б величину l_б принимают равной толщине стягиваемых деталей, а сечение болта постоянным на всей длине. Фактически сечение болта в гладкой и резьбовой части не одинаково. Кроме того, удлинение стержня происходит не только на участке, равном толщине стягиваемых деталей, но и на участке резьбы, занятом гайкой. Происходит также деформация (прогиб) головки винта. Поэтому с целью повышения точности расчета λ_б деформируемый участок болта, на котором происходит удлинение, необходимо определять по формуле:

l_б = l_гл + l_р +3p, (11)

где l_гл – длина гладкой части стержня винта; l_р – длина деформируемой резьбовой части стержня (расположенной в зоне соединяемых деталей);

3p – длина деформируемой резьбовой части стержня, находящейся в зоне гайки (р – шаг резьбы). Для коротких шпилек следует учитывать еще деформированный участок шпильки, находящейся в резьбовом отверстии корпуса. К недостаткам способа следует отнести необходимость создания измерительных баз для винта (шлифование торцов с обеспечением их параллельности или изготовление центровых гнезд), зависимость точности способа от квалификации исполнителя, практическая неосуществимость способа контроля в случае расположения болтов в труднодоступных местах и другие.

Рисунок 11. График зависимости силы затяжки от удлинения винта

3.4. Экспериментальное исследование влияния контактной податливости стыка на работу резьбового соединения, нагруженного отрывающим моментом

Рисунок 12. Резьбовое соединение плиты с кольцом

В данной части работе предлагается методика расчёта резьбового соединения, нагруженного произвольной системой сил и моментов, учитывающая контактную податливость соединяемых деталей, разработанная на основе результатов теоретико-экспериментальных исследований, приведенных в статье [7].

доля внешней изгибающей нагрузки относительно оси x, приходящейся на винты:

Где, - податливость контактного слоя

-коэффициент контактной податливости

c₀ – коэффициент, который при повторных нагружениях ≈ 500; p = zFз/A – давление по контактной поверхности, создаваемое силой затяжки винтов, МПа);  – коэффициент влияния масштаба.

Найдём нагрузку на винт от опрокидывающего момента:

Выражение для оценки угла поворота соединений двух деталей представлена в виде:

Соединение деталей осуществляется шестью винтами М10х1,25. Для определения напряжения в винтах на их гладкую часть наклеили тензорезисторы с базой 3 мм. Винты затягивали с силой F_з. затем соединение нагружали внешней силой F_рез. Эта сила при эксплуатации – переменная. Поэтому возникает необходимость обеспечения прочности винтов и определение податливости стыка при переменном нагружении.

Максимальные нормальные напряжения в винтах при различных силах затяжки и внешних силах определенные по результатам испытаний, представлены на рисунке 13 точками. Результаты расчета показаны линиями: сплошными – по формулам (4-6); штриховыми - по формуле (1); штрихпунктирными – по формуле (2) источника [7]. Из сопоставления расчетных и экспериментальных данных следует, что результаты вычислений по методике, учитывавшей контактную податливость стыка значительно лучше совпадают с экспериментальными данными, чем результаты вычислении по методам постоянной и переменной податливости стыка, и результаты показывают что с увеличением внешней нагрузки в винтах слабо затянутого соединения напряжения возрастают более интенсивно, чем в винтах сильно затянутого.

Рисунок 13. Максимальные нормальные напряжения в винтах при различных силах затяжки и внешних силах

3.5. Выводы

1. Анализ состояния проблемы показал, что неравномерность затяжки узлов обусловлена низкой точностью контроля силы затяжки, вследствие изменения состояния резьбовых соединений при эксплуатации. Силу затяжки возможно контролировать 3 методами. Достоинства и недостатки методов описаны выше.

2. Результатом неточной (неравномерной) затяжки может стать разрушение резьбовых соединений, деформация стянутых деталей, деформация или срыв витков резьбы, разгерметизация стыков узлов и т.д.

3. Для повышения точности и равномерности затяжки ремонтируемых узлов приспособлений необходимо учитывать фактические состояния резьбовых соединений.

4. Определив силу затяжки провели расчет резьбового соединения, нагруженного произвольным моментом, методом учитывающая контактную податливость соединяемых деталей. Методики И.А. Биргера и Д.Н. Решетова не учитывают контактной податливости, что не позволяет регламентировать в рабочих чертежах необходимые параметры шероховатости контактной поверхности и, так как не реагируют на то, что с уменьшением силы затяжки винта внешняя нагрузка, приходящаяся на винт и запас его усталостной прочности уменьшаются, обоснованно назначать необходимую силу затяжки винта. Поэтому на стадии проектирования использование предлагаемой методики расчета резьбовых соединений предпочтительно.

Список использованной литературы

1. Курсовое проектирование по технологии машиностроения : учебное пособие / А.И. Кондаков. – М. : КНОРУС, 2012. – 400 с.

2. Альбом контрольно-измерительных приспособлений : Учебное пособие для вузов / Под общ. ред. Ю.С. Степанова. – М. : Машиностроение, 1998. – 184 с.

3. Справочник технолога-машиностроителя. В 2-х т. Т. 1 / Под ред. А.Г. Косиловой и Р.К. Мещерякова. – 4-е изд., перераб. и доп. – М. : Машиностроение, 1986. – 656 с., ил.

4. Справочник технолога-машиностроителя. В 2-х т. Т. 2 / Под ред. А.Г. Косиловой и Р.К. Мещерякова. – 4-е изд., перераб. и доп. – М. : Машиностроение, 1986. – 656 с., ил.

5. Боярская Р.В., Макаров Ю.А., Максимович Б.Д. Исследование процессов сборки; Методические указания к лабораторным работам по курсам «Технология машиностроения», «Технология машиностроительного производства». – М.: Изд-во МУТУ им. Н.Э.Баумана, 2004, - 24 с., ил.

6. Биргер И.А., Иосилевич Г.Б. Резьбовые и фланцевые соединения. – М.: Машиностроение, 1990. – 368 с.

7. Муркин С.В., Иванов А.С., Ермолаев М.М. Теоретикоэкспериментальное исследование группового резьбового соединения, нагруженного отрывающей силой и опрокидывающим моментом // Вестник машиностроения.– 2014. –№ 5. – С. 20 − 29

18

Характеристики

Список файлов ВКР