Биргер И А , Шорр Б Ф , Иосилевич Г Б - Расчет На Прочность Деталей Машин Справочник (1993.4 Изд)(Scan) (947315), страница 15
Текст из файла (страница 15)
Для предотвращения таких разрушений необходимо увеличить длину резьбовой части так, чтобы она распространялась под опорную поверхность гайки на 2 — 3 витка. Существенное влияние яа сопротивление усталости резьбовых соединений оказывает технология изготовления резьбы (в особенности режимы накаты. вання резьбы).
Лля повышения сопротивления усталости соединений накатывание резьбы целесообразно выполнять прн минимально возможной продолжительности процесса, так как в Ю 0 0,1 0,2 0,3 Я/Р Рос. 25. За хсныость О от ат оситс. ь. ад хопс рлаху а саруслсои ао ао линах резьбы 01р Реэьбовае сосдиненил 70 — = 344 мм'.
54 000 15,7 866 4800 8560 з 2ЗОЗ 228 Рис. 28. Си.оввя шпи ька трвнспортнога дизеля атом случас во впадинах резьбы образуется благоприятная система остаточных напряжений. Накатынаиие резьбы в «замннутом контуре» (полное заполкение впадин резьбонакатного инструмента) нецелесообразно.
Пример. Рассчитать на прочность силовую шпильку рядного двигателя внутреннего сгорания (рис. 26). Задано давлеонс вспышки р = 8,5 МПа; диаметр цилиндра )э =. 180 мм. Определение усилий н предварительный расчет. Усилие при вспышке нсэв и ДБо =- — Р == — 180'8,5 = 216 иН. 4 4 Виешняи нагрузка на одну шпильку Дг =- —" = — = 54 иН. гцо 216 4 4 Внешнее усилие изменяется по отнулевому цинту В качестве материала шпнльнн выбираем сталь 40ХН2МА(ав = ! 150 МПа; о,= 1050 МПа; а др — — 440 МПа). Материал гайки — сталь 38ХА. Диаметр резьбы предварительно выбираем по формуле (рц В соответствии с табл, 4 принимаем (О) = 0 15О = 0 15 1050 ьи = 157 МПа; По табл.
5 находим, что для предварительного расчета можно примять резьбу Ы = 24 мм. Выбираем резьбу М24Х 2, таи иаи она прочнее резьбы М24, н отношение — = 12< 15, что Р реномеидуется для силовых резьб. Для резьбы М24Х2 Рт = 365 ммз; Ыт =- 21,546 мм. Выбираем диаметр стержня шпнльии бс сн 1)г.= 21 мм; площадь сечения Рс — 346 имз. По предварительному чертежу определяем следующие величины: длина рвстягиввемой чисти шпиль- ки 1и мм средняя площидь отсека головки блока, прихадящвяся нв одну шпильку Р,, ммт высхти сжимаемой част голов- ки 1и мм площадь прокладки, приходящая- ся ив одну шпильку, Нь мм* толщиия проклвдьи 1х, мм средняя площадь рубвшки блоки, приходящвяся нв одну шпильну. Нм мм' вйсоти блока Ртбвшки 1х, м» .
Напряжение ззтяжии. Из условия герметичности, в соответствии с формулой (36), ныбираем у = = 2,5. Напряжение затяжки при монтаже о' 1 == и — == 2,5 — =. 370 МПа. о )У 54 000 о Рт ' 365 Усилие аатяжии прн монтаже Р61~1 — оорх = 370'365 = 135 нН. /урочностз при пгоемгннмх нагррэнах Расчетная нагрузив. Принимаем модули упругости, МПа: шпильки Е, = 2 1Оз; блока и головки блока !алюминиевый сплав) Е, = Ез = — 0,72 10'; прокладки Ез = 0,72 Х Х 10з.
Вычисляем коэффициенты податлн. ности, мм/Н: для шпилька =52 10 о; !о 360 о = Е Го 2 10'346 для головки блока 70 Е~~~ 0,72 !0' 4600 =02! 10', аля прокладки !, 3 Е Р 0,72 10 8600 =0005 10 о; для блока /з лз Езрз 278 0,72 !Оз.2300 В рассматриваемом случае к деталям системы болта относятся шпилька н головка блока, к деталям системы кор. пуса — рубашка блока и прокладка Коэффициент основной нагрузки л +л,+л +л 0,005 + 1,68 5,2 -+ 0,21 + 0,005 + 1,68 Определим усялне, действующее на шпильку в результате нагрева системы.
Принимаем, что в рабочем состоянян все детали нагреваются иа 75'С. Коэффициент линейного расширения для стали и = !1 !О ' 1/'С, для алюминяевых сплавов сз = 22 10 ' 1/'С. По формуле (17) находим з Лл сзз/з!! — оч!о!о г=! «7з= з ~„'лг !=о (22 — 11) 10 о 360 «5 2+ 0 21 + 0 005 + 1 68) 10-о = 42 кН. Усялие затяжки в рабочем сосгокнии о = 0о!о1 + «)г 135+ 42 = 177 кН Напряжение затяжки яа работающем двигателе по — — по +по !о! 01 42 000 = 370 -1- — — =- 485 МПа. 365 Следовательно, напряжение затяжки ниже предельного напряжения, которое будет 0,8от = 0,8 ! 050 = 840 МПа. Общее усилие на шпильку О = Р + Х/У = 177 + 0,24 54 = =- 190 кН.
Напряженая растяжен н и. В резьбовой часта стержня «7 190 10з и = — = =520 МПа. В стержне шпильки ао = — = 3 6 — — 550 МПа. «7 190 10з Ро 346 Напряжения кручения. Момент, закручивающнн шпильку при затяжке, находим по формуле (31), пряинмая /р —— 0,2: 1 7 Р И = — «7 б, ~ ~— + / ) = — ~ пбз Р/ 2 !35 !О 21,5(3!4 21 5 + + 0,2) = 332 !Оз Н.мм. Резобовме соединения Касательные напряжения в нарезан.
ной части стержня Мн 332 10' 66МП 00,2дз = 0 2 (21 5)з в стержне шпильки 332,10з "= 02(21), — !80 МП . Проверка стержня болта на скручнванне прн затяжке )/(оо~ !) + 3тт = =алого ~зоо = 469 МПа ( 0,8о„. Напряжения затяжки также не больше допустимых. Приведенные напряжен н я. В резьбовой части шпильки опт = — )г о, + Зт, = зл 2 2 ро о' о оо' =.59 и В стержне шпильки ос и р 1 г ~ о о ! 3 ="уг550з+ 3.180з = 632 МПа Запас прочности по пластическим деформац и я м. В резьбовой части (принимая о, = 1,05о ) от 1 05 1050 лт= — = =186. огпр 594 В стержне от 1050 и = = — =166. ос пр 632 Так как запасы прочности по пластическим деформациям больше 1,3, то нх следует признать допустимымн. Запас стати ческ о й п р о ч н о с т н.
В резьбовой части (принимая о, = 1,05о„) о, 1,05.1150 = 2,05. з — о, 594 В стержне шпильки оз !!50 л = — '= — =18. о 632 Эти запасы следует признать удовлетворительными. Необходимая высота г а й к и. По формуле (44) — = 0,47 — — ~ — ) Но х озп г г(с ч' йьг Овг Имеем озб = 11!5 МПа; озг = !050МПа;х=1, Ам=О,6, Находим о 047 ( ) 07 Но ! 1115 г 21 тз д ' 0,61050 ( 24 ) Необходимая высота гайки Н = 0,7.24 = 17 мм. Переменные напряжения в резьбе Ж 0,24 54 000 о = — — = — ' — =!8 МПа. Запас прочности по переменным напряжения м.
Лля накатанной резьбы нз стали 40Х Н2МА по табл. 14 принимаем оад= = 110 МПа. Учитывая отрицательйое влияние больших размеров, уменьшаем о, на 30%, получаем 77 МПа. Так как напряжение затяжки о, = яз 0,5от, то запас по переменным напряжениям пад 77 па = — = — =4 25. а — о, — 18 Такой запас достаточен. Так как первоначально выбранные размеры обеспечивают необходимые запасы прочности, то расчет ретьбоаото соединения шпильки и гайки на атом заканчиваем. Упрои4снный расчет 73 ()2 Рис. 3.
Способы соедииеиик флеицл и трубы Глава 4 ФЛАНЦЕВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ ТИПЫ ФЛАН)(ЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ Фланцевые соединения можно подразделить на два основных типа: с иеконтаитнрующнми фланцами (рис. 1, и) и с контактирующими флан. дами (рис. 1, 6). Наиболее распространен первый тип соединения (труба. проводы, сосуды н аппараты и т. п.). Соединения с контактирующими фланцами часто применяют в конструициях, не требующих полной герметизации стыка (фланцы корпусов машин, редукторов н т.
п,) Получнлн распространение фланцевые соединения с контактирующими стыкамн и с самауплотняющимися прокладками, обеспечивающие герметичность. Такие сселинения имеют меньшие габариты по сравнению с соединениями первого типа, но более сложны прн изготовлении и монтаже. Применяют свободные фланцы (рис. 2), а также фланцы, изготовлен. иые вместе с трубой (корпусом) или присоединенные к трубе с помощью Рис.
1. типы флеицелыл соедииеиид Рис. 2. Некидиые сслободиые) флеицы сварки, резьбы, развальцовки или заклепок (рис. 3). Некоторые виды фланцевых соединений стандартизованы. Прокладки выполняют в виде плоского листа из паронита, картона, резины, фибры, фторопласта, меди н мягкой стали; применяют асбестометаллические прокладки, металлнче. сине гофрированные и зубчатые, металлические линзовые прохлздки и др.
Во фланцевых соединениях с контактирующими фланцами используют самоуплатняющиеся прокладки в виде резиновых или металлических колец. УПРОЩЕННЫЙ РАСЧЕТ Расчет выполняют при предварительном выборе размеров н для проверки прочности неответственных фланцевыт соединений. Расчет соединений с некоитактирующими фланцами. Расчетное усилие, действующее на болты (рис 4), определяют по формуле где ()ср п — средний диаметр пра. кладки, мм; р — рабочее давление среды, МПа. Фланцееые соединении Рис. 4.
И расчету флвмцввык соединения с кеконтвктярующимм фланцлмн (4) 1,5 — т,а мягяяе проллвдкя мягкяв и Роклвлки в метвллк- чвскпх оболочках и метвллк- чс«кве фвсанныв пр клвдкк .. Х 5 — 3,5 плоские метвллнчес ке про- клвдкн....... З.Π— 4,5 Условие прочности флаицевых бол- тов: и = — я О,бп, (2) 444'с апбт где а — число болтов; 4(л — внутрен- ний диаметр резьбы болта; а, — предел текучести материала болта с учетом рабочей температуры.
Число болтом для обеспечения более равномерной затяжки стыка часто выбирают кратным четырем (а = 4, 8, 12, 16). Расстояние между осями болтов (шаг болтов) обычно принимают при малых давлениях (р ( 1 МПа) = (5 †! 7) д, прн больших давлениях (р ) 3 МПа) ! = (2,5 —.4) б. Опасныл сечением при расчете на прочность фланпэ обычно является место перехода от фланца к трубе л (сечение АВ на рис.
4). Изгибающий мсмечт в этом сечении (на единицу длины) М, =-т! в ' —, Ђ 4!1 (з) п0, ' Предполагается, что Е) во уклон иоик .ского Лчвсткв пр якт югрввяым 4/ч (рсмс Ыч). Коэффициент затяжки й: где 41 ( 1 — коэффициент, учнтынающий, что часть момента воспринимается поворотной деформацией фланца; 1л— расстояние от центра сечения АВ до оси болта; ()л — средний диаметр трубы в сечении АВ. Если коническая втулка (или труба) очень жесткая по отношению к флаицу и сечение АВ не поворачивзется, то т) = 1.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
