Определение допускаемых напряжений для резьбовых соединений.

Болт нагружен осевой растягивающей силой.

Болт нагружен осевой растягивающей силой; предварительная и последующая затяжки его отсутствуют (соединение ненапряженное, рис. 1).Такой вид нагружения встречается сравнительно редко. Болты в этом случае обычно находятся под действием сил тяжести. Характерным примером данного нагружения может служить резьбовой конец грузового крюка грузоподъемной машины.

Рис. 1

Условие прочности болта

где σр — расчетное напряжение растяжения в поперечном сечении нарезанной части болта;

F — сила, растягивающая болт;

d1 — внутренний диаметр резьбы болта;

[σр] — допускаемое напряжение на растяжение болта.

Формулой (1) пользуются при проверочном расчете болта. Из нее вытекает зависимость для проектного расчета болта:

Или

 

 

Определение допускаемых напряжений для резьбовых соединений.

В случае применения низких гаек (высотой H≤0,5d), а также при недостаточной длине свинчивания Н винтов и шпилек (с деталями: стальными — Н < d; чугунными силуминовыми — H<0,5d) фактором, определяющим работоспособность резьбовых соединений, может оказаться прочность резьбы. Наиболее характерный вид разрушения крепежной резьбы — срез ее витков

Условия прочности резьбы по напряжениям среза:

болта

гайки

где FΣ — суммарное осевое усилие, воспринимаемое резьбой и определяемое в зависимости от видов нагружения резьбового соединения, но без коэффициента 1,3, учитывающего скручивание стержня болта (винта, шпильки) при затяжке; kп — коэффициент полноты резьб: для треугольной kп= 0,87; для трапецеидальной kп = 0,65; для прямоугольной kп = 0,5; km — коэффициент неравномерности распределения нагрузки между витками; km = 0,6...0,7; [τср.б] и [τср.г] — соответственно допустимое напряжение на срез резьбы болта и гайки.

Допустимое напряжение среза зависит от материала:

Условие износостойкости по напряжениям смятия:(написать)

 

2. Для определения допускаемых напряжений в машиностроения применяют следующие основные методы.

1. Дифференцированный - запас прочности находят как произведение ряда частных коэффициентов, учитывающих надежность материала, степень ответственности детали, точность расчетных формул и действующие силы и другие факторы, определяющие условия работы деталей.

2. Табличный - допускаемые напряжения принимают по нормам, систематизированным в виде таблиц. Этот метод менее точен, но наиболее прост и удобен для практического пользования при проектировочных и проверочных прочностных расчетах.

В работе конструкторских бюро и при расчетах деталей машин в данном справочнике применяются как дифференцированный, так и табличный методы, а также их комбинация. В табл. приведены допускаемые напряжения для нетиповых литых деталей, на которые не разработаны специальные методы расчета и соответствующие им допускаемые напряжения. Типовые детали (например, зубчатые и червячные колеса, шкивы) следует рассчитывать по методикам, приводимым в соответствующем разделе справочника или специальной литературе.

Приведенные допускаемые напряжения предназначены для приближенных расчетов только на основные нагрузки. Для более точных расчетов с учетом дополнительных нагрузок (например, динамических) табличные значения следует увеличивать на 20 - 30 %.

Допускаемые напряжения даны без учета концентрации напряжении и размеров детали, вычислены для стальных гладких полированных образцов диаметром 6 - 12 мм и для необработанных круглых чугунных отливок диаметром 30 мм. При определении наибольших напряжений в рассчитываемой детали нужно номинальные напряжения sном и tном умножать на коэффициент концентрации ks или kt:

smax = kssном; tmax = kttном;

 

 

8.Расчет болтовых соединений, нагруженных поперечной силой. Возможны два принципиальноотличных друг от друга варианта таких соединений.

В первом варианте (рис.2.7) болт ставится с зазороми работает на растяжение. Затяжка болтового соединения силой Qсоздает силу трения, полностью уравновешивающую внешнюю силу F,приходящуюся на один болт, т.е. F= ifQ, где i– число плоскостей трения (для схемы на рис.2.7, а,i= 2); f– коэффициент сцепления. Для гарантии минимальную силу затяжки, вычисленную из последней формулы, увеличивают, умножая ее на коэффициент запаса сцепления К = 1,3...1,5, тогда:

Q = KF/(if).

Рис. 2.7. Болтовые соединения с зазором

Расчетная сила для болта Qpacч= 1,3Q, aрасчетный диаметр болта

dр≥.

В рассмотренном варианте соединения сила затяжки до пяти раз может превосходить внешнюю силу, и поэтому диаметры болтов получаются большими. Во избежание этого нередко такие соединения разгружают установкой шпонок, штифтов (рис.2.7,б) и т.п.

Во втором варианте (рис.2.8) болт повышенной точности ставят в развернутые отверстия соединяемых деталей без зазора,и он работает на срез и смятие. Условия прочности такого болта имеют вид

τср = 4F/(πi)≤ [τср], σсм = F/(d0δ)≤[σсм],

где i– число плоскостей среза (для схемы на рис.2.8 i= 2); d0δ – условная площадь смятия, причем если δ > (δ1 + δ2), то в расчет (при одинаковом материале деталей) принимается меньшая величина. Обычно из условия прочности на срез определяют диаметр стержня болта, а затем проводят проверочный расчет на смятие.

Во втором варианте конструкции болтового соединения, нагруженного поперечной силой, диаметр стержня болта получается в два–три раза меньше, чем в первом варианте (без разгрузочных деталей).

 

Допускаемые напряжения.Обычно болты, винты и шпильки изготовляют из пластичных материалов, поэтому допускаемые напряжения при статической нагрузке определяют в зависимости от предела текучести материала, а именно:

при расчете на растяжение

[σр] = σt/[s];

при расчете на срез

[τср] = 0,4σт;

при расчете на смятие

[σсм] = 0,8σт.