Размещено на http://www.allbest.ru/

РЕЗЬБОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ



Резьбовые соединения - это соединения при помощи крепежных резьб, выполненных на крепежных деталях: болтах, винтах, шпильках и гайках. Резьба - это выступы, расположенные по винтовым линиям на наружной поверхности винтов и на внутренней поверхности гаек.

резьба крепежный соединение

§1. Виды и методы изготовления резьбы

Классифицировать резьбы можно по следующим конструктивным признакам.

1. По форме поверхности различают цилиндрические и конические резьбы. Наиболее распространена цилиндрическая резьба. Коническую резьбу применяют для плотных соединений труб, штуцеров, пробок и пр.

2. По профилю резьбы в осевом сечении различают треугольные, прямоугольные, трапецеидальные, круглые и пр.

3. По направлению винтовой линии различают правую и левую резьбы. Если смотреть в торец крепежной детали, то у правой резьбы винтовая линия удаляется от наблюдателя в направлении слева вверх направо, а у левой - справа вверх налево. Наиболее распространена правая резьба. Левую используют только в специальных случаях.

4. По числу заходов различают однозаходную, двухзаходную и т.д. резьбы. У однозаходной резьба расположена по одной винтовой линии. У двухзаходной - по двум параллельным винтовым линиям, у трехзаходной - по трем и т.д. Если число заходов два и больше, то такие резьбы имеют общее название - многозаходные. Наибольшее распространение имеет однозаходная резьба.

По области использования различают резьбы крепежные и резьбы передач «винт-гайка», называемые ходовыми резьбами. Рассмотрим их подробнее в соответствии с классификацией по конструктивным признакам, приведенной выше.

Крепежные резьбы предназначены для скрепления деталей, в частности, для образования неподвижных соединений деталей машин. Крепежные резьбы должны обеспечивать прочность соединения и обладать достаточными силами трения, препятствующими самоотвинчиванию крепежных деталей.

Среди крепежных резьб различают следующие виды: метрическая, трубная и круглая. Существуют и другие виды крепежных резьб: для труб геологоразведочных буровых станков, для винтов саморезов и пр. Отнесем их к специальным и здесь рассматривать не будем.

Наиболее употребительной является метрическая резьба, названная так потому, что ее размеры измеряются в миллиметрах, в отличие от дюймовой резьбы, размеры которой измеряются в дюймах и которая в настоящее время практически не используется. Метрическая резьба является треугольной с углом профиля б = 60 (рис. 1а). Ее геометрические параметры стандартизованы и приведены ниже.

Рис. 1.

Вершины витков резьбы притуплены для уменьшения концентрации напряжений, предохранения от повреждений при эксплуатации.

Трубная резьба бывает цилиндрическая и коническая. В основном используются трубные цилиндрические резьбы. Они применяются для соединения труб и арматуры трубопроводов. Профиль резьбы треугольный с закругленными вершинами и углом профиля 55 (рис. 1б). Трубные резьбы обозначаются в дюймах, причем это обозначение относится не к размерам резьбы, а к внутреннему диаметру трубы. Например, полдюймовая трубная резьба (1/2” труб) - это резьба для стандартной водогазовой трубы с внутренним диаметром около половины дюйма (рис. 1в). Коническая трубная резьба выполнена на конической поверхности с углом конуса 3,6 (рис. 1г). Используется при необходимости плотных соединений в гидросистемах с большим давлением жидкости, например, для присоединения штуцера трубопровода к корпусу гидроцилиндра.

Круглая резьба (рис. 1д) используется для крюков подъемных кранов, в стяжках железнодорожных вагонов, в водопроводной арматуре, а также в тонкостенных трубах.

Резьбы передач «винт-гайка» или ходовые резьбы бывают прямоугольными, трапецеидальными и упорными. Прямоугольная резьба не стандартизована. Трапецеидальные резьбы изготавливаются симметричными (рис. 2б) и несимметричными (рис. 2в). В последнем случае они называются упорными. Симметричная трапецеидальная резьба применяется для передачи двустороннего (реверсивного движения) под нагрузкой. Упорная резьба используется для одностороннего движения и применяется для домкратов, прессов и пр. Закругления во впадинах позволяют уменьшить концентрацию напряжений. Малый угол наклона (3) упорной стороны профиля витка позволяет уменьшить потери на трение в тяговом режиме.

(рис. 2а) используется редко, в связи с трудностями изготовления и

Рис. 2.

Среди методов изготовления резьб наиболее употребительными являются следующие.

1. Нарезка вручную метчиками и плашками. Эти мерные инструменты существуют для большинства типоразмеров стандартной резьбы. Метчиком нарезают внутреннюю резьбу на гайке, а плашкой - наружную на винте. Такой метод является малопроизводительным и используется в индивидуальном производстве и при ремонтных работах.

2. Нарезка резцами на токарно-винторезных или специальных станках. Используется в мелкосерийном производстве.

3. Фрезерование на резьбофрезерных станках. Применяется для нарезки винтов больших диаметров с повышенными требованиями к точности резьбы (резьбы на валах или в передачах «винт-гайка», например, ходовые винты токарно-винторезных станков).

4. Накатка на резьбонакатных станках-автоматах. Используется в массовом производстве крепежных деталей. Накатка существенно упрочняет резьбовые детали.



§2. Геометрические параметры метрической крепежной резьбы

Геометрические параметры метрической крепежной резьбы показаны на рис. 3.

Рис. 3.

Геометрические параметры стандартизованы:

d - наружный диаметр резьбы; величина этого диаметра в мм указывается в обозначении резьбы;

d1 - внутренний диаметр резьбы; d и d1 одинаковы для винта и гайки, зазоры во впадинах образуются за счет предельных отклонений диаметров;

d2 - средний диаметр; на среднем диаметре ширина выступа равна ширине впадины;

h - рабочая высота профиля, по которой соприкасаются боковые стороны резб винта и гайки;

р - шаг резьбы - расстояние между одноименными сторонами соседних профилей, измеренное в направлении оси резьбы;

р1 - ход резьбы - поступательное перемещение гайки за один оборот винта; для однозаходной резьбы р1 = р, а для многозаходной

р1 = np, где n - число заходов; крепежные резьбы, как правило, однозаходные;

б - угол профиля резьбы;

ш - угол подъема винтовой линии по среднему диаметру (рис. 1):

(1)

Наибольшее распространение в крепежных деталях имеет крупная метрическая резьба, то есть, резьба с крупным шагом. Каждому диаметру резьбы соответствует определенный шаг, например, резьба с наружным диаметром 10 мм имеет шаг 1,5 мм, резьба с наружным диаметром 16 мм имеет шаг 2 мм и т.д. Обозначение крупной резьбы состоит из буквы «М» и ее диаметра, например, М10, М16 и т.д.

В авиастроении, в автомобилестроении и в некоторых других областях машиностроения, где требования к надежности резьбовых соединений особенно высоки, используются мелкие метрические резьбы, то есть, резьбы, шаги которых меньше, по сравнению с крупной метрической резьбой. Например, для резьбы с наружным диаметром 16 мм стандарт предусматривает четыре мелких резьбы с шагами 1,5; 1; 0,75 и 0,5 мм. По сравнению с крупными резьбами мелкие резьбы ввиду меньшего угла подъема винтовой линии, что следует из формулы (1), обладают большим запасом самоторможения, то есть, большими силами трения, препятствующими самоотвинчиванию крепежных деталей (подробнее об этом см. ниже). В обозначении мелких резьб указывается величина шага: М10Ч0,75; М16Ч1,25.

§3. Основные типы крепежных деталей и методы стопорения резьбовых соединений

Основными типами крепежных деталей являются болты, винты, шпильки, гайки и шайбы. Все эти детали стандартизованы и являются покупными изделиями, так как выпускаются заводами массового производства. Конструкция и размеры крепежных деталей весьма разнообразны и приведены в справочниках.

Болтовое соединение (рис. 4а) предполагает использование болта с гайкой для соединения двух и более деталей относительно не-

большой толщины. Для неподвижного соединения деталей, одна из которых имеет большую толщину (корпус редуктора, станина станка и пр.), болт с гайкой использовать невозможно или нерационально. В таком случае применяется винтовое соединения при помощи винтов (рис. 4б) или шпилек с гайками (рис. 4в). Шпильки применяют в тех случаях, когда при эксплуатации деталь приходится многократно снимать и ставить на место. Использовать для этого винты нежелательно, так как они могут повредить резьбу в детали при многократном завинчивании.



Рис. 4.

Подкладную шайбу ставят под гайку или головку винта для уменьшения смятия детали гайкой, для предохранения поверхности детали от царапин при завинчивании гайки, или для перекрытия большого зазора в соединении.

Кроме подкладных шайб используют стопорные или предохранительные шайбы, которые предохраняют соединения от самоотвинчивания. Самоотвинчивание крепежных резьб недопустимо, так как нарушает прочность соединения и может привести к аварии. Предохранение от самоотвинчивания повышает надежность резьбового соединения и является совершенно необходимым при вибрациях, переменных и ударных нагрузках. Вибрации уменьшают трение и нарушают условие самоторможения в резьбе. Это в полной мере относится к авиаракетостроению, автомобилестроению и пр.

Рассмотрим четыре основных принципа стопорения.

1. Увеличение трения в резьбе при помощи контргайки (рис. 5а) или использования разрезной гайки с контрящим винтом (рис.

5б). Эта гайка имеет разрез, а контрящий винт упруго стягивает разрезанные части, дополнительно прижимая витки гайки к виткам болта. Увеличения трения в резьбе достигают также, выполняя резьбу с натягом, при помощи специальных нажимных винтов и другими методами.

2. Взаимная фиксация гайки или головки винта с корпусом. Острые кромки пружинной шайбы (рис. 5в), внедряясь в поверхности гайки и корпуса, препятствуют самоотвинчиванию. Более надежным является использование специальной удерживающей планки (рис. 5г) или стопорной шайбы, которая отгибается на корпус и на грань гайки или винта (рис. 5д).

Рис. 5.

3. Взаимная фиксация гайки и болта. Наиболее распространенный прием такой фиксации - это шплинтование гайки и болта. Для этого используется прорезная или корончатая гайка с прорезями на торце, а болт просверливается по резьбе в требуемом месте. После затяжки гайки в одну из ее прорезей и в отверстие болта вставляется шплинт (рис. 5е). При использовании круглых гаек с прорезями под ключ для ее фиксации применяется стопорные многолапчатые шайбы (рис. 5ж), а на болте выполняется продольная канавка. В эту канавку заходит внутренняя лапка шайбы, а после затяжки гайки одна из внешних лапок шайбы загибается в прорезь гайки.

4. Фиксация нескольких гаек или головок винтов между собой. Такой способ стопорения применяется в групповых соединениях, когда крепежные детали расположены на небольших расстояниях друг от друга. Для фиксации используется общие стопорные шайбы с отгибающимися краями или мягкая проволока, соединяющая головки болтов через выполненные в них отверстия (рис. 5з).

§4. Силы и моменты в деталях резьбового соединения

Для вывода формулы, связывающей силы и моменты в резьбовом соединении, предположим, что болт нагружен осевой силой F, а к гайке приложен момент завинчивания Тзав, достаточный для ее поворота. Момент завинчивания прикладывается при помощи гаечного ключа, как показано на рис. 6. При завинчивании необходимо пре-

Рис. 6

одолеть трение в резьбе и на торце гайки, возникающее от действия осевой силы. Осевая сила - это, в большинстве случаев, сила затяжки, с которой необходимо сжать детали для создания неподвижного соединения. Условие равновесия имеет следующий вид:

(2)

где: ТТ - момент трения на торце гайки;

ТР - момент трения в резьбе.

Если допустить, что приведенный радиус трения на опорном торце гайки равен среднему радиусу этого торца, то:

(3)

где: Dср - средний радиус опорного торца гайки:

f - коэффициент трения на торце гайки.

Момент трения в резьбе определим, рассматривая гайку, как ползун, поднимающийся по виткам гайки, как по наклонной плоскости:

(4)

где: d2 - средний диаметр резьбы (рис. 3);

ш - угол подъема винтовой линии по среднему диаметру (рис.

3);

ц - угол трения в резьбе:

где fпр - приведенный коэффициент трения в резьбе; fпр = f/cos ( - половина угла профиля резьбы: для крепежной мет-

рической резьбы = 30°).

Подставив (3) и (4) в (2) получим формулу для момента завинчивания:

(5)

По этой формуле можно подсчитать отношение осевой силы на винте (силы затяжки) F к силе FK, приложенной на ручке ключа, то есть, определить выигрыш в силе. Для стандартных метрических резьб при стандартной длине ключа l ? 15d и f ? 0,15 выигрыш в силе F/FK = 70 80.

При отвинчивании момент на гайке и моменты трения меняют направление и теперь гайка - это ползун, спускающийся по виткам гайки, как по наклонной плоскости. Формула момента отвинчивания имеет вид:

(6)

Чтобы в резьбовом соединении не происходило самоотвинчивания, надо обеспечить самоторможение в резьбе. Условие самоторможения: Тотв > 0. Рассматривая самоторможение только в резьбе без учета трения на торце гайки, из (6) получим tg( - ш) > 0 или:

(7)

Для крепежных резьб условие самоторможения (7) всегда выполняется, так как значение угла подъема ш находится в пределах от 2°30' до 3°30', а угол трения ц в зависимости от коэффициента трения - в пределах от 6° (при f ? 0,1) до 16° (при f ? 0,3). Мелкие резьбы, у которых угол подъема меньше, чем у крупных, обладают бульшим запасом самоторможения, поэтому более надежны.

Заметим, что при переменных нагрузках и вибрациях условие самоторможения может быть нарушено, так как коэффициент трения существенно снижается из-за взаимных микросмещений поверхностей трения. В этом случае происходит самоотвинчивание крепежных деталей. Для его предотвращения необходимо применить один из методов стопорения, приведенных выше.

§5. Распределение осевой нагрузки по виткам резьбы

Осевая нагрузка F винта (рис. 7) передается через резьбу гайке и уравновешивается реакцией ее опоры. Каждый виток резьбы наг-

Рис. 7.

ружается силой Fi, так что сумма сил, действующих на каждый виток винта и гайки, равна осевой силе: УFi = F. В общем случае Fi не равны между собой. Если учесть упругость винта и гайки, то можно сказать, что по схеме на рис. 7 под действием осевой силы винт испытывает деформацию растяжения, гайка - деформацию сжатия, а витки резьбы - деформацию изгиба. Теоретические и экспериментальные исследования показали, что деформация, а следовательно, и нагрузка первого от опорной плоскости витка больше, чем второго, второго больше, чем третьего и т. д. Для схемы на рис. 7 нагрузка между витками распределяется по закону гиперболического косинуса [10]. График распределения этой нагрузки показывает, что нагрузка витков от нижнего к верхним быстро снижается, в частности, на шестом витке она в пять раз меньше, чем на первом. Поэтому, использование гаек с большим числом витков нецелесообразно. Стандартные имеют шесть витков, их высота Н = 0,8d. Неравномерность распределения нагрузки по виткам крепежной резьбы учитывается при практических расчетах специальным коэффициентом.

В некоторых ответственных случаях для повышения надежности и уменьшения габаритов резьбовых соединений, подверженных действию переменных нагрузок, используют гайки специальных конструкций, позволяющие выравнивать распределение нагрузки по виткам. На рис. 8а показана так называемая висячая гайка. Выравнивание нагрузки в резьбе здесь достигается тем, что гайка, также как и винт, испытывает деформации растяжения. Кроме того, в наиболее нагруженной зоне висячая гайка тоньше и обладает повышенной податливостью, что также способствует выравниванию нагрузки в резьбе.

Рис. 8.

На рис. 8б показана разновидность висячей гайки - гайка с кольцевой выточкой. Опытом установлено, что применение специальных гаек позволяет повысить динамическую прочность резьбовых соединений на (20 30)%.

§6. Основы расчета на прочность крепежной резьбы

Основным видом разрушения крепежных резьб является срез витков. В соответствии с этим основным критерием работоспособности и расчета крепежной резьбы является прочность, связанная с напряжениями среза (рис. 20.1).

Витки срезаются у основания профиля. Так как резьба винта нарезана на внешнем цилиндре, а резьба гайки - на внутреннем, то поверхности среза являются цилиндрическими. На рис. 9 показаны цилиндры среза витков резьбы винта и гайки. Диаметр цилиндра среза витков винта равен внутреннему диаметру резьбы, а диаметр среза витков гайки равен наружному диаметру резьбы. Значит, поверхность среза витков винта меньше, чем у гайки. Поэтому, если материалы винта и гайки одинаковы, то по напряжениям среза рассчитывается только резьба винта.

Условие прочности резьбы винта по напряжениям среза:

(8)

где: ф - напряжение среза витков резьбы в МПа;

F - осевая сила на винте в Н;

d1 - внутренний диаметр резьбы в мм;

Н - высота гайки в мм;

К - коэффициент полноты резьбы, показывающий во сколько раз

толщина витка у основания меньше шага резьбы (рис. 9):

для крепежной резьбы К ? 0,87;

Кm - коэффициент неравномерности нагрузки по виткам резьбы;

обычно Кm ? 0,6;

[ф] - допускаемое напряжения среза витков резьбы в МПа.

Рис. 9.

Формула (8) показывает, что напряжение среза в резьбе зависит от высоты гайки. Для назначения высоты стандартной гайки рассмотрим условие равнопрочности резьбы и стержня болта.

Напряжение растяжения в стержне винта:

(9)

Напряжения среза и растяжения относятся между собой также, как пределы текучести материала на сдвиг фТ и растяжение уТ:

(10)

Условие равнопрочности резьбы и стержня болта получим, приравнивая среднюю часть выражения (8) и правую часть выражения (9) с учетом (10):

Решив это равенство относительно Н при К = 0,87 и Кm = 0,6 получим:

В соответствии с этим высоту нормальных стандартных гаек крепежных изделий назначают (с небольшим запасом) так:

Приведенный расчет показывает, что при использовании стандартных нормальных гаек резьба равнопрочна со стержнем болта, поэтому рассчитывать резьбу нет необходимости, а расчет крепежных деталей сводится к определению прочности стержня болта. Рассмотрим расчет болтов (винтов) для различных случаев нагружения.



§7. Расчет на прочность незатянутого болтового (винтового) соединения, нагруженного внешней растягивающей силой

Примером такого соединения служит резьбовая подвеска крюка подъемного крана (рис. 10).

Рис. 10.

Опасным является сечение, ослабленное нарезкой резьбы. Площадь этого сечения оценивается с учетом внутреннего диаметра резьбы d1. Условие прочности по напряжениям растяжения в стержне:

(11)

Допускаемые напряжения растяжения для стальных болтов в случае незатянутого соединения рассчитанные по формуле [у] = 0,6уТ, приведены в таблице 20.1.

Таблица 1.

Марка стали	Ст3 и сталь10	Сталь20	Сталь35	Сталь45	Сталь 30Х	Сталь 30ХГСА
[у], МПа	120	140	180	210	380	540

§8. Расчет на прочность затянутого болтового (винтового) соединения при отсутствии внешней нагрузки

Примером такого соединения могут служить крепления герметичных крышек и люков на корпусных деталях машин (рис. 11). В этом случае стержень болта растягивается осевой силой Fзат, возникающей от затяжки болта, и закручивается моментом сил в резьбе ТР.

Рис. 11.

Напряжение растяжения от силы Fзат:

Напряжение кручения от момента трения в резьбе:

где: ТР - момент сил трения в резьбе (формула (4) в §4).

WP - полярный момент инерции сечения болта:

Подставив эти выражения в исходную формулу, получим:

Требуемая величина силы затяжки:

где: А - площадь стыка деталей, приходящаяся на один болт;

усм - напряжение смятия в стыке деталей, значение которого выбирается по условиям герметичности или по каким-либо другим конструктивным условиям.

Прочность болта определяется по эквивалентному напряжению:

Вычисления показывают, что для стандартных метрических резьб

Это позволяет рассчитывать прочность болтов по упрощенной формуле:

(12)

Экспериментально установлено, что болты с резьбой меньше М8 можно достаточно просто разрушить при неконтролируемой затяжке. Например, болт с резьбой М6 разрушается при силе на стандартном ключе 45 Н. Поэтому в среднем и тяжелом машиностроении не рекомендуется применять болты малых диаметров. В ответственных случаях применяют контролируемую затяжку при помощи специальных ключей предельного момента, которые не позволяют прикладывать момент больше установленного.

Допускаемые напряжения при постоянной нагрузке и контролируемой затяжке с учетом запаса прочности даны в таблице 2.

Таблица 2.

Марка стали	Ст3 и сталь10	Сталь20	Сталь35	Сталь45	Сталь 30Х	Сталь 30ХГСА
[у], МПа	100	120	150	180	320	450

§9. Расчет на прочность болтового (винтового) соединения, нагруженного силами, сдвигающими детали в стыке

Условием надежности такого соединения является отсутствие сдвига деталей в стыке. Конструкция бывает различной: болт может быть поставлен в отверстие с зазором или без зазора. Рассмотрим оба варианта.

Болт поставлен с зазором (рис. 12). Внешняя нагрузка F уравновешивается силами трения FТР в стыке, которые образуются от затяжки болта. Если затяжка недостаточна, то детали будут сдвигаться на величину зазора, что недопустимо.

Рис. 12.

Условие отсутствия сдвига выглядит так:

(13)

где: i - число плоскостей стыка; на рис. 12а при соединении трех

деталей i = 2, на рис. 12б соединены две детали - i = 1;

f - коэффициент трения покоя в стыке; для сухих стальных и чу-

гунных поверхностей f = 0,15 0,2.

Требуемую силу затяжки определим с учетом (13):

(14)

где К - коэффициент запаса; при статической нагрузке К = 1,3 1,5;

при переменной нагрузке К = 1,8 2.

Прочность болта рассчитывается по формуле (12).

Болт поставлен без зазора (рис. 13). В этом случае тело болта и отверстие под болт в соединяемых деталях выполняют с точностью, обеспечивающей беззазорную посадку. При расчете прочности соединения силы трения в стыке не учитываются, так как затяжка болта не является определяющей для прочности соединения, болт может быть даже не затянут. Стержень болта рассчитывается по напряжениям среза и смятия.

Условие прочности болта по напряжениям среза:

(15)



где: i - число плоскостей стыка; на рис. 13а при соединении трех деталей i = 2, на рис. 13б соединены две детали - i = 1;

Рис.13.

Допускаемые напряжения среза для стальных болтов, рассчитанные по формуле [ф] = 0,4уТ для статической нагрузки и по формуле [ф] = 0,25уТ для переменной нагрузки, приведены в таблице 3.

Смятию подвергаются поверхности болта и деталей. При расчете на прочность условно предполагается равномерное распределение напряжений смятия по цилиндрической поверхности контакта болта и деталей. Величина напряжения смятия зависит от толщины соединяемых деталей.

Таблица 3.

Марка стали	Сталь 20	Сталь 35	Сталь 45	Сталь 30Х	Сталь 30ХГСА
[ф], МПа	Статическая нагрузка	100	120	140	250	360
	Переменная нагрузка	60	75	90	160	225

При различной толщине деталей следует рассчитать это напряжение для каждой детали. Для средней детали по рис. 13а:

(16)

Для крайней детали:

(17)

где д1 и д2 - толщины соединяемых деталей.

Формулы (16) и (17) используются для расчета болта и деталей. Из двух значений усм расчет прочности выполняется по наибольшему, а допускаемое напряжение определяется по наиболее слабому материалу болта или детали.

Допускаемые напряжения смятия для стальных болтов и стальных соединяемых деталей, рассчитанные по формуле [усм] = 0,8уТ, приведены в таблице 4.

Таблица 4.

Марка стали	Сталь 20	Сталь 35	Сталь 45	Сталь 30Х	Сталь 30ХГСА
[усм], МПа	190	240	290	510	720

В случае сдвигающей силы наиболее надежными являются соединения с болтом, установленным без зазора. Такие соединения широко используются в авиастроении, в частности, для соединения деталей крыльев самолета. Для повышения долговечности используют прессовые соединения, то есть, установку болтов в отверстия деталей со значительным натягом.



§10. Расчет на прочность затянутого болтового (винтового) соединения, нагруженного силами, раскрывающими стык

Пример такого соединения - крепление крышек резервуаров, нагруженных давлением р жидкости или газа, или крышек гидро- или пневмоцилиндров (рис. 14).

Затяжка болта должна обеспечивать герметичность соединения или нераскрытие стыка под нагрузкой. Можно считать, что на соеди- нение действуют две силы: от предварительной затяжки болтов и от внешней нагрузки.

Рис. 14

Сила затяжки болтов создает силу затяжки стыка и растягивает болты. Внешняя нагрузка дополнительно растягивает болты и уменьшает силу затяжки стыка. Если сила предварительной затяжки недостаточна, то при некоторых условиях внешняя нагрузка может уменьшить силу затяжки стыка до нуля и произойдет его раскрытие, что недопустимо. Практика эксплуатации таких соединений показала, что целесообразной является высокая затяжка. Сила затяжки одного болта может быть рассчитана так:

(18)

где: F - сила, приходящаяся на один болт от внешней нагрузки R сое-

динения (рис. 14):

где z - число болтов в соединении;

Кзат - коэффициент затяжки; по условию нераскрытия стыка при

постоянной нагрузке Кзат = 1,25 2, при переменной на-

грузке Кзат = 2,5 4.

Расчетная нагрузка на болт с учетом внешней нагрузки:

(19)

где е - коэффициент внешней нагрузки, учитывающий необходимое приращение нагрузки болта для компенсации податливости болта и прокладки; для большинства случаев (кроме мягких прокладок) е = 0,2 0,3.

Условие прочности болта:

(20)

Коэффициент 1,3 учитывает напряжение кручения от момента трения в резьбе (см. выше).

§11. Пример расчета

Рассчитать болты и момент завинчивания болтового соединения крышки гидроцилиндра при следующих исходных данных.

Диаметр гидроцилиндра D = 100 мм.

Максимальное давление в гидросистеме р = 10 МПа.

Количество болтов z = 4.

Материал болтов - сталь 30ХГСА.

Соединение гидроцилиндра с крышкой уплотняется медной прокладкой.

Нагрузка постоянная.

Решение.

Болты должны быть затянуты таким образом, чтобы сила их затяжки обеспечивала нераскрытие стыка. Поэтому, при расчете будем руководствоваться рекомендациями §10.

Сила, приходящаяся на один болт от внешней нагрузки соединения (рис. 14):

Н

Коэффициент затяжки по условию нераскрытия стыка Кзат = 1,6 (стр. 216).

Сила затяжки одного болта (18):

Н

Коэффициент внешней нагрузки (стр. 216) = 0,25.

Расчетная нагрузка на болт (19):

Н

Минимальный внутренний диаметр резьбы найдем из условия прочности болта (20) при [] = 450 МПа для болтов из стали 30ХГСА (таблица 2):

мм

По стандарту принимаем болт М20, для которого d1 = 17,294 мм.

Момент завинчивания найдем по формуле (5), для которой предварительно определим следующие параметры.

Средний диаметр резьбы М20 (по стандарту) d2 = 18,376 мм.

Шаг резьбы (по стандарту) р = 2,5 мм.

Угол подъема винтовой линии по среднему диаметру (1):

Диаметр отверстия под болт назначаем dот = 21 мм.

Диаметр опорного торца гайки М20 (по стандарту) D1 = 28 мм.

Dср - средний радиус опорного торца гайки:

мм

Коэффициент трения на торце гайки f = 0,15 (стр. 205).

Приведенный коэффициент трения в резьбе (стр.205):

Угол трения в резьбе:

Момент завинчивания (5):

Нмм Нм



Литература

1. Авиационные зубчатые передачи и редукторы. Справочник. Под редакцией Булгакова Э.Б. Москва, «Машиностроение», 1981.

2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В трех томах. Москва, «Машиностроение», 1982.

3. Детали машин. Атлас конструкций. Под ред. Решетова Д.Н. Москва, «Машиностроение», 1989.

4. Детали машин. Сборник материалов по расчету и конструи¬рованию в двух книгах. Под редакцией Ачеркана Н.С. Москва, Маш¬гиз, 1953.

5. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. Москва, 1978.

6. Иванов М.Н. Детали машин. Москва, «Высшая школа», 1991.

7. Конструирование машин. Справочно-методическое пособие в двух томах. Под редакцией Фролова К.В. Москва, «Машинострое¬ние», 1994.

8. Кудрявцев В.Н. и др. Курсовое проектирование деталей машин. Ленинград, 1984.

9. Основы расчета и конструирования деталей летательных аппаратов. Под ред. Кестельмана В.Н. Москва, 1989.

10. Справочник машиностроителя, том 4, книги I и II. Под редакцией Ачеркана Н.С. Москва, Машгиз, 1963.

11. Трение, изнашивание и смазка. Справочник. Под редакцией Крагельского И.В. и Алисина В.В. Москва, «Машиностроение», 1978.

Размещено на Allbest.ru

...