Биргер И А , Шорр Б Ф , Иосилевич Г Б - Расчет На Прочность Деталей Машин Справочник (1993.4 Изд)(Scan) (947315), страница 18
Текст из файла (страница 18)
84 Флаляееые соединения Ы)~ Рис, Ю Расчетная схема сееяннения с некентектнрующнми Фланцами ненни (рис. 11) Трубу заменяем ци. линдрнческой оболочкой постоянной толщины, фланец рассматриваем как колыю (см гл !9) Такую расчетную схему можно использовать для фланцевых соединений с неконтактнрующнми фланцами Кольцо считаем жестким в радиальном направлении. влиянием перереэывакщнх усилий в месте соединения фланца и трубы пренебрегаем.
Аоир4гициеиш т) Неизвестный (распределенный) момент находят нз условия равенства угла поворота фланца и трубы в месте сопряжения (рис. 12) Используя решения для длинной цилиндрической оболочки (см гл 24), кайдем угол поворота оболочки от действии изгибающего момента М, (при 15 = 0,3). Мт Мт 2()() 1,28 Езз (/герт 12 0,91 = 4,25 Е з . (50) ° В гл !2 уттзены области применения теарни колец е сто белее слеын а т ерин круглых пласю и сл Ч н, м, р рис. !2 услеене сенместнистн яеФпрмация фланца и трубы Угол поворота от действия давления возникает потому, что радиалькому перемещению стенок трубы 2 Поир'тр Ргтр и = — = — (5!) Е Ез препятствует кольцо. Угол поворота (см гл.
24) Ргзтр 1,28 Р'тр Фр=6 —,' = — ' — — Р. Если учесть, что вследствие действия осевых напряжений Ргтр и» =— 25 радиальное перемещение оболочки то»гтр и= —— Е то суммарный угол поворота 22 '1уттрз 2 = 1,03 Е5 )г ~ тр5 (52) з М Рбгб Лтр тр Феб — ЕЛ (2. — Евз )2„ — (п — н — )п —" 12 Р 12 0 1сс(! Е з 2я — )п— и 12 )2 1 тле 1, = б — г, = — (Об — О,р)— Р плечо осевой силы. Угол поворота кольца от действия распределенного момента гтрМ2 Факт = Е„з рн (54) — !и —" 12 )л Угол поворота кольца от действия распределенною усилия по окружностя болтов (см. гл.
19) Напряженное состояние фланца и труба МС!1 М,=ц —, 2игтр (56) М,.„1, Едз 0 — 1и —" !2 0 (62) Едз Рн — 1и —" 12 0 Приравнивая углы поворота фланца и трубы 1Реб+41ы 'Рй +1РР 1ф1 1тр) маходим — — 1,03 ~с!1 р"„, 2и — "!ив Еь' Рн ' Ез 1/г т тр М 12 0 1 (т'г.рз гтр 4,25 Ем + Е1,з !и я !2 Р (55) Второй член в числителе формулы (55) выражает действие внутреннего давления. Оно уменьшает изгибающий момент М,, что идет в запас прочности; этим членом можно пренебречь.
Теперь представим равенство (55) в виде 1 -1- 0,82 ( — ) ~/ — 18 —" (57) Коэффицигнлз податлиаости фланца лри деастаии осевой нагрузки. На флаиец действует суммарное осевое усилие ос, вызывающее смещение точки Вт относительно Ат иа величину Л (см. рнс. 11). Коэффициент податливости н угол поворота фланца будут д — — — =-— 1р(, Яс мс (58) г г чбгб чтргтр 841ттр Ч= 59) ЕЛ' 0„' ( 2и )п в 12 0 Рве. 1а. К еереяелеввю разрушающей нагрузе» Внося значение 1р в равенство (58), получим 1,' (! — т!) — '" Еда 2,ЗО(8 —" и 0„' =0,83 ' ! .
(60) Е)з 1 0 Коэффициент лодатаиеости фланца лри дгйсошии внутреннего дааагния. Из формулы (55) при Ос = 0 2 з и, = — р — о,оуу — (! — 0). 4 ' гтр (6!) Уменьшение расстояния по оси бол- тов Коэффициент податливости, отнесенный к силе Р, * да Р = — 204(! — 0) 0 . (63) Ртр а(1 Едл 18 Ря Е1 Разрушаютцая нагрузка. Прн определении разрушающей нагрузки флаиец рассматривают как кольцопрямоугольного сечения с учетом ослаблений от отверстий (рис. 13).
Фланцзпые соединения Муров ) щ Рис. Сб, Расчетна схема фланцсвого соединения с «онгактнрующнмн фланцами Из равенств (64) и (65) получаем формулу длн разрушзющсго усилии при поворотной деформации фланца: 2ав+ аг е„...= — х = г, 8 П П' зз тс 1 — (0н — 0 — 2с) -1- — ' 0з~ . 4 4 (67) Расчетная схема длн соединении с контактирующими фланцами.
В приб. лиженном расчете флаицсвого соединения с контактирующими фланцами предполагают, что на окружности болтов имеется заделка фланцев (рис. 15). Фланец следует считать кольцевой пластиной, но при наличии заделки и 0 при — л 0,5 можно пренебречь аликс-1н пнем кольцевых напряжений и рассматривать фланец как стержень-полосну. Изгибающий момент Угол поворота фланца в сечении на расстоянии (, от заделки под действием усилия Р и момента М, р(( 2пггрМс(с ср =- — ' —, (68) 2Е3 Ед где момент инерции сечении п0„ В равенствах (68), (69) Р = —" р— 4 внешнее осевое усилие, действующее на фланцевое соединение; М, — изгибающий момент на единицу средней окружности трубы; а — число болтов. Рнс.
Сс. Распределение напряиеинв во флвнце прн рлзрущвющеа нлгруззе Предполагается, что в поперечном сечении кольца и в сечении АВ одно. временно возникает предельное распределение напряжений (см. гл. 17). Предельный изгибающий момент в поперечном сечении кольца (рис.
14) М=( —" — ) х 0н — 0 М дх 'с ( аг 4 + (ав — сгг) — ~ == 6 — ) усз (2ае+ с'т) 2 4 3 (64) где с — диаметр отверстии под болт; а и а, — пределы прочности и текучести материала фланпа. Предельный изгибающий момент в сечении АВ трубы (на единицу длины) ' агз'; (а — а,) з', Мс разр = — + 4 6 з', 2ав+ аг 4 3 (65) Из условии равновесия фраер(с М = — — — 0,М, разр.
(66) 2п 2 с При более гочиоч выводе следует рассмотреть возможность образования пласгичесхосо шарнире в дру~их сечениях «ович с ого участке трубы ь учесчь влннние расгягнвающего усилия в сечеяни (п0б — зс) М (69) Бпоночные соединения где 1о й г) =— 2+ Х' (76) 6~р'1, аи = (77) (лНо — гс) Д-" где Ив условия равновесия 1 2а, -ат 1 раар .= 3 Х Глана ЙПОНОЧНЫЕ И ШЛИЦЕВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ Угол поворота цилиндрической оболочки определяют из формул (50) и (52): 51т Ф рз Ргтр ф -.== 4,25, + 1,03 Еэз Еэ ~астра (70) Приравнивая выражения (68) н (70), находим Ргтр 2Е7 — 1,03 Ез 'о гтрз М, =- . (7!) 2лгтр1г 1/гтрз г 4.25 Е! ' Егэ В приближенных расчетах, пренебрегая влиянием внутреннего давления в трубе на изменения угла поворота, получим Р1, ! М, =- ' —, (72) лГотр 2+ Х )Гттрэ Г 1Г ХЗ (ЛОΠ— ЗС) Д= 0,72 1 ~з) л)), (73) Напряжения изгиба в стенке трубы 6М, (74) Изгибающий момент в заделанном сече- нии фланца Д! = Р1г — л г)ч рМ г = 1+ й = Р1г — ' = т!Р1„(75) 2+3 ШПОНОЧНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ В маозиаостроснни применяют не"нлРяжгннме соединения (с помощью призматических и сегментных шпонок, "с 1) и напряженные соединения с помо пью клиновых шпонок).
Шпон- "и этих типов стандартизованы, нх Размеры выбирают по ГОСТам. Напряжения изгиба во фланце Разрушающее усище. Предельное значение изгибающего момента в заделанном сечении фланца 2ав + а, М 'Ирваг* = (лОо хс) 3 4 (78) Предельное значение изгибавшего момента в трубе 2а +ат з' Мг разр = ' " — (79) 3 4 Мраэр = Ррвзргг л(т~р !11 роор (80) Учитывая равенства (78) и (79), найдем разрушающее осевое усилие да за Х ~(Л))б — ) — + Л(тгр — ~. 4 4 1 (81) Основной недостаток соединеннй— отсутствие взаимозаменвемости и, как следствие, необходимость ручной пригонки илп подбора. Нзпбольшее првмененне имеют соединения с призматическими шпанками. Такие соединении в сравнении с напряженнычн более гехноюгичны (легкий монтаж и демонтаж) и обеспе.
Шпоночные соединения 89 2, допусааамыо нанряжоння смятая о, мпа, дл» жпоночнык чочлнна» й в яодьамносм' транспортном мажяноотрооннн Нагруака постоянная ~ рчвероявная ударная Матарнал Соадннанне Режим П 1П ! Сталь Чу~ун 60 [ 55 ЗЗ ) за 110 60 100 54 165 90 150 60 1га 65 50 27 Наподвнжнот 45 60 ~ 55 Сталь 40 36 ЗЗ ЗО Пода н ж нов П р н м е ч а н н я 1 Допускаемые напряжения выбнрают по матарналу нанмонав прочной Летачн 1отупвны. вала, шпанки!.
2. Рчжнмы 1 — лагкнй, !1 — средний; гы — тяжелый. весьма тяжелый нлн ьапрчрывный. тянутая сталь с пределом прочности он> 600 МПа. Основным для соединений с призма. тическимн шпанками является условный расчет на сжатие (упругопласти. ческое сжатие в зоне контакта). Если принять для упрощения, что нормальные напряжения (давления) в зоне контакта распределены равномерно и плеча главного вектора давлений равно 0,542 (где д — диаметр вала), то 2г)4н осм = —" ( [о[ем, (1) д!Ргв где !Р— рабочая длина шпанки; г, = = 0,48 — глубина врезания шпанки в ступ»цу; [а1гы †допускаем на. прнжение на смятке.
По формуле (1) обычна проверяют напряжения в зоне контакта или вычислнют предельный крутящий момент. При необходимости по формуле (1) можно вычислить длину шпанки, однаио обычна ее принимают в соответ. стони с длиной ступицы. Проверку прочности шпонок на срез обычно не проводят, так как это условие удовлетворяется прн непользования стандартных сечений шпонок и рекомендуемых значений (о!оаг. Если условие (1) не выполняется, то в конструкции можно применить две шпонни, установив нх под углом 120 нли 180о, Сегментном шпанки благодаря более глУбокой поездке практически не яме!от перекоса под нагрузкой; онн взаимозаменяемы.
Однако глубокий паз ослабляет вал, и сегментные шпанки неволь. зуют преимущественно для закрепления деталей на концах валов (нли и других малонагруженных участках вала). Расчет соединений с сегментными шпанками также проводят по формуле (1), принимая!, =- 6 — 11(сы. рве. 1, 6). Лопускземые напряжешщ в неподвижных шпоночиых соединениях (111ом ат)в где от — предел текучести наиболее слабого материала детали (вала, шпонки или ступицы); л — коэффициент безопасности; прн точном учете нагрузок л = 1,25, в остальных случаях л = 1,5 †: 2,0. Если шпанки изготовлены нз чисто. тянутой стали (ГОСТ 8787 — 68), то принимают (01о„-— — 80 —:150 МПа (ыспьшне значения — для ступиц из чугуна н алюминиевых силапов).
В редукторостроении для шпонак из стали 45 принимают (сы. (21 к гл. 6): [о[ем = 50 —:70 МПа — при непрерывном использовании редукторов с полной нагрузкой; [01ом =- 130 е 180 МПа — при среднем режяме использования редукторов; [а[он — — 260 МПа — при предельных статических нагрузках.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
