Исследование механизмов

Основным параметром приводных цепей является шаг t - расстояние между осями двух смежных роликов наружного или внутреннего звена, от которого зависит несущая способность цепи. Основные размеры и характеристики цепей зависят от шага.

Материалы. Пластины цепей изготовляют из среднеуглеродистых и легированных сталей 45, 50, 40Х, 40ХН и др. и затем закаливают до твердости не менее 32 HRC. Оси, втулки и ролики обычно изготовляют из сталей 15, 15X, 20Х, 12XH3A и др., цементуют и подвергают закалке до твердости не менее 45 HRC. Звездочки тихоходных слабонагруженных передач изготовляют из чугуна СЧ 20 с закалкой или из других анти-фрикционных высокопрочных марок чугуна.

Звездочки быстроходных и тяжелонагруженных передач изготовляют из углеродистых легированных сталей (45, 40Х, 40ХН) или из сталей 15, 20, 12X2H4A.

Для обеспечения удовлетворительной работы цепи на средних и повышенных скоростях минимальное число зубьев ведущей звездочки ограничивают. На основании экспериментальных исследований, опыта проектирования и эксплуатации передач во многих странах принято z1min ? 19 при хц > 2 м/с, где хц - скорость цепи. В тихоходных передачах допускается z1min = 13-15. Усилия в элементах передачи. Расчет передачи Натяжение от силы тяжести q a2 F , g 8 fц где q - масса цепи длиной 1 м; a - межосевое расстояние; fц - стрела провисания. Провисание обеспечивает более плавную работу передачи и меньшее изнашивание в шарнирах цепи. Стрелу провисания ведомой ветви новой цепи на основании практического опыта назначают равной fц = 0,02а при г ? 40° и (0,015-0,01)а при г > 40°, где г - угол наклона ветви к горизонту.

В процессе работы под нагрузкой ведущая ветвь растягивается силой

F1 Ft Fq F Fд , где Ft - окружная сила; Fq - натяжение в ведомой ветви от силы тяжести; F q ц2 - натяжение цепи от действия центробежных сил; Fд - динамическая нагрузка в передаче от неравномерного хода цепи.

В расчетах цепных передач влияние Fд на работоспособность учитывают с помощью специальных коэффициентов.

Ведомая ветвь под нагрузкой растягивается силой F2 Fq F . Окружная сила Ft 2T1 P , d1 ц где Р - мощность, передаваемая цепью; d1 - диаметр делительной окружности ведущей звездочки. Нагрузка на валы цепной передачи при средних скоростях движения цепи (хц < 15 м/с)

Fr k Ft ,

где k = 1,15 (для горизонтальной передачи) и 1,05 (для вертикальной).

Число зубьев z1 и z2 звездочек выбирают из условия обеспечения минимальных габаритов и более плавного хода цепи.

На практике стремятся к тому, чтобы a = (30-50)t.

В основу расчета износостойкости шарниров положено условие триботехнической надежности в форме

Pи Pи ,

где Pи и [Pи] - соответственно расчетное и допускаемое по износостойкости давление (удельная нагрузка) в шарнире.

Расчетное давление в шарнире связано с внешней нагрузкой и геометрическими параметрами цепи очевидным соотношением, вытекающим из уравнения равновесия звена цепи: P Ft K д P Kд , и Aоп K m Km где P Ft - номинальное давление в шарнире; Aоп 228 Kд - коэффициент динамичности; Km - коэффициент, учитывающий число рядов цепи (равен 1; 1.7; 2.5; 3 соответственно для m = 1; 2; 3; 4); Aоп - опорная поверхность шарнира. Коэффициенты Kд и Km представляют собой ограничения эксплуатационного и конструктивного характера.



Глава 25. Несущие детали и опорные устройства механизмов

1. Валы и оси. Классификация. Расчет на прочность. Материалы

Для поддержания вращающихся деталей и передачи вращающего момента от одной детали к другой (в осевом направлении) в конструкциях используют прямые валы в форме тел вращения, устанавливаемые в подшипниковых опорах.

В зависимости от воспринимаемых сил различают простые валы, торсионные валы и оси.

Расчет на прочность. Этот расчет является основным для валов приводов, поэтому его выполняют в три этапа.

На первом этапе (предварительный расчет) при отсутствии данных об изгибающих моментах диаметр вала (в миллиметрах) приближенно может быть найден по известному вращающему моменту Т из условия прочности по заниженным значениям допускаемых напряжений при кручении: d 3 1000T 3 9554P , 0, 2 фк 0, 2 фк n где Т - вращающий момент, Н•м; фк - допускаемое напряжение на кручение (12-20 МПа для стальных валов); Р - передаваемая мощность, кВт; n - частота вращения вала, мин-1. На втором этапе разрабатывают конструкцию вала, обеспечивая условия технологичности изготовления и сборки.

На третьем этапе производят проверочный расчет - оценку статической прочности и сопротивления усталости. Здесь же выполняют расчеты на жесткость, устойчивость и колебания.

На статическую прочность валы рассчитывают по наибольшей возможной кратковременной нагрузке (с учетом динамических и ударных воздействий), повторяемость которой мала и не может вызвать усталостного разрушения (например, по нагрузке в момент пуска установки). Валы могут быть нагружены постоянными напряжениями, например, от неуравновешенности вращающихся деталей.

Так как валы работают в основном в условиях изгиба и кручения, а напряжения от осевых сил малы, то эквивалентное напряжение в точке наружного волокна по энергетической теории прочности определяют по формуле уэкв уи2 3фк2 , где уи и фк - соответственно наибольшее напряжение в расчетном сечении вала от изгиба моментом Mи и кручения моментом Mк. Напряжения у M и , ф M z , и к Wx Wp где Wx и Wp - соответственно осевой и полярный момента сопротивления сечения вала. Моменты сопротивления сечений валов Форма Эскиз Момент сопротивления сечения Wи рd 3 32 Круглое Wк 2Wи 230 Форма сеЭскиз Момент сопротивления чения W рd 3 1 о4 и 32 Кольцевое Wк 2Wи о d0 d Wи рd 3 bh 2d h 2 Co шпоночной 32 16d рd 3 bh 2d h 2 канавкой Wк 16 16d Co шлицами - Wи рd 4 bZ D d D d 2 32D Wк 2Wи Так как W p 2Wx , то можно записать 32 у M 2 0,75M 2 , рd 3 где d - диаметр вала. Обычно крутящий момент Mz (внутренний силовой фактор) в расчетном сечении вала равен вращающему моменту T (внешней нагрузке на вал). Запас прочности по пределу текучести nт ут nт . уэкв Обычно принимают nт = 1,2-1,8.

Сечение (сечения), в котором следует определить запас nт, находят после построения эпюр изгибающих и крутящих моментов. Если нагрузки действуют на вал в разных плоскостях, то сначала силы проецируют на координатные оси и строят эпюры моментов в координатных плоскостях. Далее производят геометрическое суммирование изгибающих моментов.

Если угол между плоскостями действия сил не более 30є, то для простоты считают, что все силы действуют в одной плоскости.

Технические условия на изготовление валов зависят от требований к конструкции. Обработку валов обычно производят в центрах.

Наиболее жесткие требования по точности и шероховатости поверхности предъявляются к шейкам валов, на которые устанавливают подшипники качения. Шероховатость Ra шеек назначают равной 0,32-1,25 мкм. Овальность и конусность мест посадки определяются допуском на диаметр шейки.

Для изготовления валов используют углеродистые стали марок 20, 30, 40, 45 и 50, легированные стали марок 20Х, 40Х, 40ХН, 18X2H4A, 40XH2MA и др., титановые сплавы BT3-1, ВТ6 и ВТ9.

Выбор материала, термической и химикотермической обработки определяется конструкцией вала и опор, условиями эксплуатации. Так, например, быстроходные валы, вращающиеся в подшипниках скольжения, требуют высокой твердости цапф (посадочных хвостовиков валов), поэтому такие валы изготовляют из цементуемых сталей 12X2H4A, 18ХГТ или азотируемых сталей 38Х2МЮА и др. Валы-шестерни по этой же причине выполняют из цементуемых сталей 12XH3A, 12X2H4A и т. п. Валы под насадные зубчатые колеса серийных редукторов изготовляют из улучшенной стали 45 (255-285 НВ) и 40Х (269-302 НВ). Участки валов, контактирующие с уплотнительными манжетами, должны иметь твердость поверхности не менее 30 HRC.

Длинные полые валы иногда выполняют (намоткой) из композиционных материалов.

Опоры валов и осей. Классификация подшипников

Подшипники бывают:

- скольжения;

- качения.

Подшипник скольжения является парой вращения, он состоит из опорного участка вала (цапфы) 1 и соответственно подшипника 2, в котором скользит цапфа.

Подшипник скольжения

Подшипники качения являются основным видом опор вращающихся (качающихся) деталей. Подшипник состоит из наружного 1 и внутреннего 2 колец, между которыми расположены тела качения 3. Для предохранения тел качения от соприкосновения между собой их отделяют друг от друга сепаратором 4, который существенно уменьшает потери на трение.

Подшипники качения стандартизованы, их изготовляют подшипниковые заводы в условиях высокоспециализированного массового производства. Поэтому инженеру приходится проектировать подшипники качения крайне редко. Гораздо чаще требуется подобрать подшипник для узла опоры, спроектировать корпус опоры, обеспечивая технологичность, контроле- и ремонтопригодность узла, а также оценить остаточную долговечность подшипника при модернизации или форсировании режима работы оборудования.

Классификация. Подшипники качения классифицируют по нижеперечисленным признакам.

I. По форме тел качения подразделяют:

- на шариковые;

- роликовые с короткими цилиндрическими, коническими, бочкообразными, игольчатыми и витыми роликами.

II. По направлению воспринимаемых относительно оси вала сил разделяют на типы:

- радиальные, воспринимающие преимущественно радиальные нагрузки, действующие перпендикулярно оси вращения подшипника;

- радиально-упорные, воспринимающие одновременно действующие радиальные и осевые нагрузки;

- упорно-радиальные, воспринимающие осевые нагрузки при одновременном действии незначительной радиальной нагрузки;

- упорные, воспринимающие только осевые силы.

III. По способности самоустановки подшипники подразделяют на несамоустанавливающиеся и самоустанавливающиеся, допускающие поворот оси внутреннего кольца по отношению к оси наружного кольца.

IV. По числу рядов тел качения, расположенных по ширине, подшипники делят на однородные, двухрядные, четырехрядные и многорядные.

Основными потребительскими (внешними) характеристиками подшипников являются грузоподъемность, быстроходность, масса, габариты, потери энергии.

Подшипники одного и того же диаметра отверстия по наружному диаметру и ширине подразделяют на серии: сверхлегкую, особо легкую, легкую, легкую широкую, среднюю, среднюю широкую и тяжелую

Для особо высокой частоты вращения и легких нагрузок целесообразно использовать подшипники сверхлегкой и особо легкой серий. Для восприятия повышенных и тяжелых нагрузок при высокой частоте вращения используют подшипники легкой серии, а при недостаточной их грузоподъемности в одной опоре размещают по два подшипника.

Кроме стандартных подшипников по специальному обоснованию изготовляют особые подшипники.

Достоинства и недостатки подшипников. Подшипники качения имеют ряд достоинств по сравнению с подшипниками скольжения:

- меньшие (в два-три раза) осевые размеры;

- меньшее трение и сопротивление пуску под нагрузкой и вращению при небольших и средних частотах вращения, постоянство сопротивления вращению;

- простоту технического обслуживания и подачи смазочного материала;

- низкую стоимость и взаимозаменяемость.

Недостатки подшипников качения по сравнению с подшипниками скольжения следующие: большие радиальные размеры; малая радиальная жесткость и, как следствие, склонность к возникновению колебаний вала из-за ритмичного прокатывания через нагруженную зону опоры; более сложный монтаж; большее сопротивление вращению (из-за трения между телами качения, кольцами, сепаратором и гидравлических потерь) при высоких частотах вращения и, как следствие, низкая долговечность (из-за перегрева).

Промышленность изготовляет подшипники качения пяти классов точности: 0, 6; 5; 4 и 2. Обозначения даны в порядке повышения точности, определяемой допусками на изготовление элементов, а также нормами плавности вращения (хода).

Основные размеры подшипников установлены ГОСТ 3478-79 (СТ СЭВ 402-76). В них входят: внутренний d и наружный D диаметры, ширина B (высота Н) и радиус r фасок колец.

Материалы деталей подшипников. Кольца и тела качения подшипников изготовляют в основном из шарикоподшипниковых высокоуглеродистых хромистых сталей ШХ15 и ШХ15СГ, ШХ20СГ, а также цементуемых легированных сталей 18ХГТ, 20Х2Н4А и др. При рабочей температуре до 100 °С тела качения и кольца обычно имеют твердость 60-64 HRC, шарики - 62-65 HRC.

Кольца и тела качения подшипников, работающих при повышенных температурах (до 500 °С), в агрессивных средах, изготовляют из жаропрочных и коррозионно-стойких сталей.

Сепараторы подшипников подвержены интенсивному изнашиванию из-за трения скольжения с телами качения и кольцами, поэтому сепараторы изготовляют из антифрикционных материалов. Сепараторы массовых подшипников изготовляют штамповкой из мягкой углеродистой стали, обладающей неплохими антифрикционными свойствами. Сепараторы высокоскоростных подшипников выполняют массивными из текстолита, фторопласта, дуралюмина, латуни и бронзы (материалы перечислены в порядке увеличения быстроходности подшипника).

Основные типы подшипников и их характеристики приведены в справочниках. Динамическая грузоподъемность подшипников качения. Выбор подшипников и определение их ресурса Динамическая грузоподъемность подшипников. Расчет удобнее выполнять по действующей нагрузке R: C q L R Lp , где L - номинальная долговечность подшипника, млн оборотов; С - динамическая грузоподъемность, Н; R - эквивалентная нагрузка, Н; q - показатель степени кривой усталости подшипника; L 6n L - расчетная долговечность подшипника, млн оборотов; 105 p h n - частота вращения кольца, мин-1; Lh - расчетная долговечность подшипника, ч.

Под динамической грузоподъемностью С радиальных и радиально-упорных подшипников понимают (по договоренности) постоянную радиальную нагрузку (в ньютонах), которую подшипник

с неподвижным наружным кольцом может воспринимать в течение номинальной долговечности в 1 млн оборотов. Динамическая гру-

зоподъемность упорных и упорно-радиальных подшипников -

постоянная центральная осевая нагрузка (в ньютонах), которую подшипник может воспринимать в течение номинальной долговечности в 1 млн оборотов одного из колец.

Принимают q = 3 (m = 9) для шарикоподшипников и q = 3,33 (m = 6,66) для роликоподшипников. Эквивалентную нагрузку для подбора подшипников определяют с учетом особенности их работы в эксплуатационных условиях: R xVFr yFa K б Kт , где x - коэффициент радиальной нагрузки; V - коэффициент вращения (V = 1 при вращении внутреннего кольца, V = 1,2 при вращении наружного кольца); 237 Fr - радиальная сила; y - коэффициент осевой нагрузки; Fа - осевая сила; Kб - коэффициент безопасности, учитывающий влияние на долговечность подшипников характера внешних нагрузок; Kт - температурный коэффициент.

Выбор подшипников и определение их ресурса. Выбор подшипников качения производят по приведенной нагрузке R и расчетному ресурсу L (в млн оборотов) по формуле R q . C L расч Используя полученное расчетное значение динамической грузоподъемности, по справочнику или каталогу выбирают подшипник; при этом должно быть соблюдено условие Cрасч C (С - динамическая грузоподъемность подшипника по каталогу). Если подшипник принят по конструктивным соображениям, то расчетом проверяют его ресурс: 105 C q Lh 6n R , ч. 1 с-1 ( щ ) ? 10 мин-1 (n). 25.4. Муфты механических приводов. Общие сведения и классификация Муфтами называют устройства, предназначенные для передачи вращения между валами совместно работающих узлов (агрегатов) машин, между частями составных валов (в валопроводах, трансмиссиях), а также для соединения валов с расположенными на них деталями (зубчатыми колесами, звездочками и т. д.).

Муфты бывают:

- общего назначения.

- управляемые;

- предохранительные.

1. Простейшую конструкцию имеют втулочные муфты (25.5, а, б), применяемые для соединения валов диаметрами до 60-70 мм (здесь рассматриваются лишь приводные механические муфты). В качестве муфт используют также торсионы со шлицевыми хвостовиками, входящими в шлицевые отверстия в хвостовиках соединяемых валов. Для облегчения монтажа приводов муфты выполняют обычно сборными, состоящими из полумуфт, которые соединяют после установки узлов на раме (станине и т. п.) с помощью болтов (25.5, в) и другими способами. Широко распространены муфты в виде автономных устройств (узлов), изготовляемых на специализированных предприятиях (производствах). Это упрощает стандартизацию муфт. Для фиксирования их на хвостовиках соединяемых валов обычно используют шпоночные и шлицевые соединения (муфты общего назначения).

2. Управляют работой (включают и выключают исполнительный механизм при работающем двигателе, облегчают пуск машины и др.) управляемые муфты.

3. Регулируют параметры (ограничивают частоты вращения (максимальную и минимальную), предохраняют детали и машины от случайных (недопустимых) перегрузок) предохранительные муфты.

Основной нагрузкой для муфт является вращающий момент. В связи с этим их нагрузочную способность принято оценивать допустимым вращающим моментом Tn, значения которого вместе с размерами, массой и другими данными указывают в паспортах муфт.

Наибольший длительно действующий момент Tдл для муфт может быть определен теоретически или экспериментально. В упрощенном расчете, используя опыт проектирования и эксплуатации машин, принимают Tдл TKn ; Tn K Tдл , где K K б Kд - коэффициент режима работы; Kб = 1,0-1,8 - коэффициент безопасности, учитывающий характер последствий при выходе муфты из строя; Kд = 1,0-1,5 - коэффициент, учитывающий характер передаваемой нагрузки (меньшие значения принимают при спокойной нагрузке, большие - при ударной и реверсивной).

Муфты разнообразны по конструкции. Наиболее распространенные из них стандартизованы и рассмотрены ниже. Выбор типа муфт производят в соответствии с конструктивными особенностями и требованиями, предъявляемыми к приводу (машине) в целом.

Муфты общего назначения. Особенности расчета

Муфты общего назначения:

- глухие;

- упругие;

- компенсирующие.

Глухими называют муфты, образующие жесткое соединение валов (составной вал). К их числу относят втулочные и фланцевые муфты (см. 25.5), которые компенсируют радиальные смещения осей валов до 5 мкм для исключения чрезмерных дополнительных сил.

Несущая способность втулочных муфт обычно ограничена прочностью соединений (шпоночных, штифтовых, болтовых).

Для передачи больших вращающих моментов применяют фланцевые муфты, у которых полумуфты снабжены торцовыми зубьями. Такие муфты соединяют с валами с помощью сварки или эвольвентных шлицевых соединений.

Упругие муфты за счет использования своих упругих силовых элементов способны не только компенсировать радиальные и угловые смещения, но и демпфировать колебания, амортизировать толчки и удары.

Упругие втулочно-пальцевые муфты типа МУВП по ГОСТ 21424-75 применяют в приводе от электродвигателя и в других случаях для валов диаметрами 9-160 мм при вращающих моментах 6,3-16000 Н•м. Стандартом предусмотрены муфты типа I (с цилиндрическим отверстием для валов) и типа II (с коническим отверстием для валов); они могут быть выполнены в двух исполнениях: для длинных и коротких концов валов. Вращающий момент между полумуфтами передается через резиновые гофрированные втулки 1, надетые на пальцы 2. Муфты, в зависимости от типоразмера, допускают радиальное смещение осей валов на 0,2-0,4 мм, продольное смещение валов на 10-15 мм и угловое смещение на 1є. Их работоспособность определяется стойкостью втулок. Диапазон рабочих температур - от минус 40 до плюс 50 °С. Для ограничения износа среднее контактное давление пальца на втулку P 2Tдл P , z Dm d п l где z = 6 - число пальцев; Dm - диаметр окружности расположения осей пальцев; dп - диаметр пальцев; l - длина упругого элемента; [P] - допускаемое давление для резиновых втулок (обычно 2 МПа). 25.6. Предохранительные муфты Включение и выключение предохранительных муфт обычно происходит автоматически, поэтому иногда их называют самодействующими или самоуправляющимися.

Основные требования к таким муфтам - точность срабатывания, быстродействие, надежность.

Предохранительные муфты служат для защиты механизмов, машин от перегрузок. Они срабатывают, если вращающий момент на ведомом валу механизма превышает некоторую предельную величину.

Предохранительные муфты бывают двух типов.

1. Фрикционные предохранительные муфты.

2. Предохранительные муфты с разрушающимся элементом - штифтом (25.6). Они просты и надежны в работе, обладают сравнительно высокой точностью срабатывания. Штифты изготовляют из хрупких материалов (высокоуглеродистой стали, чугуна, бронзы и др.), чтобы повысить быстродействие, и размещают в закаленных до высокой твердости втулках из сталей 40Х, У8А, У10А и др.

Предохранительная муфта с разрушающимся элементом

Для обеспечения чистого среза штифтов торцы втулок в собранной муфте должны соприкасаться друг с другом.

После разрушения штифта (штифтов) от перегрузки муфта разъединяет кинематическую цепь и полумуфты вращаются относительно друг друга.

Диаметр штифта dшт 4Tn , р R1 z фср где R1 - радиус муфты до оси срезного штифта; z - число штифтов (обычно z = 1-2); ф ср - предел прочности штифта на срез.

Для закаленных штифтов из стали 45 и Ст 5 фср = 420 Н/мм2.



Глава 26. Соединения деталей и узлов машин

Изображения и обозначения на чертежах швов сварных соединений

Неразъемные соединения бывают сварные, паяные, клеевые, заклепочные, с натягом.

26.1 Сварные соединения. Общие сведения и характеристика

и характеристика. Изображения и обозначения на чертежах швов сварных соединений

Соединение деталей сваркой широко применяется в технике. При помощи сварки соединяются детали машин, механизмов, металло-конструкций, мостов, гражданских и промышленных зданий и т. п.

Сварное соединение может быть выполнено в основном двумя способами: сваркой плавлением и сваркой давлением.

При сварке плавлением поверхности кромок свариваемых деталей плавятся и после остывания образуют прочный сварной шов. Чаще всего сварка плавлением осуществляется газовой или дуговой (электродуговой) сваркой (26.1).

При газовой сварке горючий газ (например, ацетилен), сгорая в атмосфере кислорода, образует пламя, используемое для плавления. В зону плавления вводится прутковый присадочный материал, в результате плавления которого образуется сварной шов.

Сварка давлением осуществляется при совместной пластической деформации предварительно нагретых поверхностей свариваемых деталей. Эта деформация происходит за счет воздействия внешней силы. Сварка давлением осуществляется, как правило, одним из видов контактной электросварки: точечной (26.2, а), шовной-роликовой (26.2 и) и др.

Помимо упомянутых способов в современной технике применяются и многие другие способы сварки: электрошлаковая, в защитных газах, ультразвуковая, лазером, индукционная и др.

ГОСТ 2.312-72 устанавливает условные изображения и обозначения на чертежах швов сварных соединений. Штриховка изображения сечений свариваемых деталей выполняется в разные стороны.

Сварные швы делятся на однопроходные и многопроходные в зависимости от числа проходов сварочной дуги.

Независимо от способа сварки видимый шов условно изображается сплошной основной линией, а невидимый - штриховой. От изображения шва проводят линию-выноску, заканчивающуюся односторонней стрелкой (26.3).

Изображение сварных швов на чертежах

ГОСТ 2.312-72 устанавливает вспомогательные знаки, входящие в обозначение шва и характеризующие его.

1. Знак, проставляемый перед размером катета

2. Шов прерывистый с цепным расположением. Угол наклона линии около 60є

3. Шов прерывистый с шахматным расположением

4. Шов по незамкнутой линии. Знак применяют, если расположение шва неясно из чертежа

5. Шов по замкнутой линии. Диаметр знака 3-5 мм

6. Шов выполнить при монтаже изделия, т. е. при установке его по монтажному чертежу на месте применения

Знаки выполняются сплошными тонкими линиями.

Знаки (за исключением знака 5) должны быть одинаковой высоты с цифрами, входящими в обозначение шва.

Структура условного обозначения стандартного шва

Структура условного обозначения стандартного сварного шва приведена на схеме (26.4). На схеме применены следующие обозначения:

1) обозначение стандарта на типы и конструктивные элементы швов сварных соединений;

2) буквенно-цифровое обозначение шва по предыдущему стандарту;

3) условное обозначение способа сварки по этому же стандарту (допускается не указывать);

4) для швов, тип которых характеризуется катетом шва, проставляют:

а) знак 1; б) размер катета в миллиметрах;

5) для прерывистого шва проставляют (26.5):

а) размер длины элемента провариваемого участка l, мм; б) знак 2 или 3;

в) размер шага t, мм;

6) знак 4.

В сварочном производстве применяются стандартные сварные швы, параметры которых определяются соответствующими стандартами.

Типы швов определяет ГОСТ 5264-80. Сварные соединения из алюминия и алюминиевых сплавов выполняются швами по ГОСТ 14806-69. ГОСТ 16310-70 предусматривает типы швов для сварки изделий из винипласта и полиэтилена. Кроме того, существует еще ряд стандартов (ГОСТ 11533-75; ГОСТ 15164-78; ГОСТ 14776-69; ГОСТ 15878-70 и т. д.), определяющих типы и конструктивные элементы швов иных сварных соединений, а также способы их сварки.

Каждый стандартный шов имеет буквенно-цифровое обозначение, полностью определяющее конструктивные элементы шва. Буквенная часть обозначения определяется видом сварного соединения.

1. Стыковое соединение (С) - свариваемые детали соединяются по своим торцовым поверхностям.

2. Угловое соединение (У) - свариваемые детали расположены под углом и соединяются по кромкам.

3. Тавровое соединение (Т) - торец одной детали соединяется с боковой поверхностью другой детали.

4. Соединение внахлестку (Н) - поверхности соединяемых деталей частично перекрывают друг друга.

Между кромками свариваемых деталей предусматривается зазор величиной 0-5 мм. В зависимости от требований, предъявляемых к сварному соединению, кромки свариваемых деталей подготавливаются по-разному. Сварка может выполняться во всех четырех видах сварного соединения без скоса кромок и со скосом одной или двух кромок. Скосы могут быть симметричными и несимметричными, прямолинейными и криволинейными.

Совокупность всех конструктивных особенностей стандартного шва обозначается цифрой, которая совместно с буквенным обозначением вида сварного соединения определяет буквенно-цифровое обозначение типа шва по соответствующему стандарту, например:

C1, C2, С3, ..., У1, У2, У3,..., T1, Т2, Т3,..., H1, H2,... и т. п.

По способу осуществления механизации технологического процесса различают ручную, полуавтоматическую и автоматическую сварку. Соответствующие стандарты (ГОСТ 2.312-72, ЕСКД) устанавливают условные обозначения способов сварки. Например: П - полуавтоматическая сварка под флюсом; А - автоматическая сварка под флюсом; П3 - полуавтоматическая сварка плавящимся электродом в защитных газах; АН3 - автоматическая сварка неплавящимся электродом в защитных газах; А3 - автоматическая сварка плавящимся электродом в защитных газах и др. Швы сварных соединений могут выполняться усиленными (26.6). Усиление (выпуклость) шва определяется величиной q. Некоторые типы швов (отдельные швы тавровых, нахлесточных и угловых соединений) характеризуются величиной К (26.6, а), называемой катетом шва.

Условное обозначение шва, изображенного на 26.7, расшифровывается следующем образом:

1) - шов выполняется при монтаже изделия;

2) ГОСТ 5264-80 - шов для сварки деталей из углеродистой стали ручной дуговой сваркой (в условном обозначении шва способ сварки не указан);

3) C18 - стыковой двусторонний шов со скосом двух кромок. Размеры скоса кромок приведены в ГОСТ 5264-80, который устанавливает форму кромок;

4) знаки 4 указывают, что усиление снято с обеих сторон;

5) шероховатость поверхности шва: с лицевой стороны - Rz20, с обратной стороны - Rz80.

1) - шов выполнен по замкнутой линии;

2) ГОСТ 14806-80 - шов для сварки алюминия;

3) Т5 - тавровый двусторонний шахматный шов без скоса кромок (любая сторона принимается за лицевую);

4) РН3 - ручная сварка неплавящимся электродом в защитных газах (допускается не указывать);

5) 6 - катет шва 6 мм;

6) длина провариваемого участка l 50 мм;

7) шаг t 100 мм.

Диаметр сварной точки устанавливают в зависимости от толщины S свариваемых деталей: d = 1,2S + 4 мм. Рекомендуемое расстояние между точками a = 3d при сварке двух элементов и a = 4d при сварке трех элементов.

26.2 Расчет на прочность и проектирование сварных соединений при постоянных нагрузках

Расчет и проектирование сварных соединений (конструкций) сводится к выбору вида соединения, способа сварки, марки электрода, рациональному размещению сварных швов, определению сечения и длины швов из условия равнопрочности наплавленного металла и материала соединяемых деталей. Размеры соединяемых деталей обычно известны заранее из условий прочности, жесткости, устойчивости или конструктивных соображений.

Сварные швы бывают:

1) стыковые;

2) лобовые;

3) фланговые (угловые);

4) комбинированные.

Стыковые швы рассчитывают на прочность по номинальному сечению соединяемых деталей (без учета утолщения швов) как целые детали. От внешней растягивающей силы F в сечении шва возникают напряжения растяжения у F , у N , (26.1) p p l S A где l и S - соответственно длина шва и толщина соединяемых деталей. Условие прочностной надежности уpуp . (26.2) В расчетах принимают уp = (0,9-1,0) уp , где уp - допускаемое напряжение при растяжении основного материала. Допустима растягивающая сила при обращении неравенства (26.2) в равенство F p l S. Нормальные напряжения в шве при совместном действии внешней силы F и изгибающего момента М (26.9) уmax M F уp , (26.3) W l S где M - момент сопротивления сечения шва (детали) при изгибе. Лобовые и фланговые (угловые) швы разрушаются по сечению, проходящему через биссектрису прямого угла (26.10).

Площадь расчетного сечения A L Kp cos 45 0, 7K p L, cos 45 x , Kp x cos 45 K p 0, 7Kp , A x L 0, 7K p L, Kp - расчетный катет шва. Угловой шов при нагружении испытывает сложное напряженное состояние. Однако в упрощенном расчете такой шов условно рассчитывают на срез. Условие прочности шва по допускаемым напряжениям: F ф 0, 7K p L фш ,

где ф - номинальное напряжение среза; фш - допускаемое напряжение в сварном шве при срезе.

В расчетах принимают Kp = (0,9-1,2) · Smin, где Smin - наименьшая толщина свариваемого элемента Kpmin > 3 мм при S > 3 мм. l ? 30 мм; la ? 30 мм; lц ? 50K. Допустимая растягивающая нагрузка F 0, 7K p L ф ш . Соединение комбинированным (лобовым и фланговым) швом при действии момента в плоскости стыка при упрощенном расчете рассчитывают, полагая, что швы работают независимо. Тавровые соединения, выполненные угловыми швами, рассчитывают по формуле M фmax Wш фш с учетом числа швов. Момент сопротивления продольного сечения шва 0, 7K p h2 Wш , 6 где h - высота листа ( h Kp ).

Если такие соединения сварены, как и соединения встык, то расчет выполняют по формулам (26.1) и (26.3).

253

Угловые соединения не используются как силовые; их применяют, как правило, для образования профилей из отдельных элементов.

Соединения пайкой и склеиванием

При соединении пайкой в отличие от сварки место спайки нагревается лишь до температуры плавления припоя, которая намного ниже температуры плавления материала соединяемых деталей. Соединение деталей получается благодаря заполнению зазора между ними расплавленным припоем.

Швы неразъемных соединений, получаемые пайкой и склеиванием, условно изображают по СТ СЭВ 138-76.

Припой или клей в разрезах (26.11, а, б, г, д, е) и на видах (26.11, в) изображают линией, которая в два раза толще основной сплошной. Для обозначения пайки (26.11, а, б, в) или склеивания (26.11, г, д, е) применяют условные знаки, которые наносят на линии-выноске от сплошной основной линии. Швы, выполненные пайкой или склеиванием по периметру, обозначаются линией-выноской, заканчивающейся окружностью диаметром 3-4 мм (26.11, б, д).

На изображении паяного соединения при необходимости указывают размеры шва и обозначения шероховатости поверхности.

В соединениях пайкой и склеиванием место соединения элементов в разрезах и на видах показывают утолщенной (в два раза) контурной линией.

Если же соединяемые элементы показаны в сечении зачерненными, то место соединения изображается просветом.

Обозначение соединений пайкой и склеиванием производится с помощью символов и знаков, проставляемых на линии-выноске, которая заканчивается стрелкой, указывающей непосредственно шов, или точкой при указании невидимых частей соединения.

Для пайки применяется символ ; для склеивания - .

На полке линии-выноски ставится номер пункта технических требований, где указана марка припоя или клея.

Соединения типа "вал-ступица". Общая характеристика и особенности расчета

Для передачи вращения от вала к ступице зубчатого колеса, шкива, звездочки и других соосных деталей широко используют различные соединения зацеплением. В соединениях зацеплением (шпоночных, шлицевых и др.) передача нагрузки осуществляется за счет силового замыкания деталей через шпонки, зубья и дру гие подобные детали. Благодаря этому соединения являются разъемными, осуществляют фиксацию деталей в окружном направлении и допускают осевое взаимное смещение деталей в процессе работы. Однако трудоемкость изготовления таких соединений довольно высокая.

Шпоночные соединения

Соединение двух соосных цилиндрических деталей (вала и ступицы) для передачи вращения между ними осуществляется с помощью шпонки 1 - специальной детали, закладываемой в пазы соединяемых вала 2 и ступицы 3 (26.12).

Соединение призматической шпонкой

В машиностроении применяют ненапряженные (без нагрузки) соединения (с помощью призматических и сегментных шпонок) и напряженные (с помощью клиновых шпонок). Шпонки этих типов стандартизованы, их размеры выбирают по ГОСТ 23360-78, ГОСТ 24071-80 и ГОСТ 24068-80. Основные достоинства соединений: простота конструкции и воз- можность жесткой фиксации насаживаемой детали в окружном направлении. Однако соединения трудоемки в изготовлении, требуют ручной пригонки или подбора. Это ограничивает использование соединений в машинах крупносерийного и массового производства. Не рекомендуется применение соединений для быстро вращающихся валов ответственного назначения из-за сложности обеспечения концентричной посадки сопрягаемых деталей. Основным для соединений призматическими шпонками является условный расчет на смятие (упругопластическое сжатие в зоне контакта). Если принять для упрощения, что напряжения в зоне контакта распределены равномерно и плечо равнодействующей этих напряжений равно 0,5d (где d - диаметр вала), то средние контактные напряжения (напряжения смятия, вызывающие смятие рабочих граней) усм 2T усм , (26.4) d lp t2 где T - вращающий момент; lp - рабочая длина шпонки (26.12); t2 = 0,4h - глубина врезания шпонки в ступицу; усм - допускаемое напряжение на смятие. На практике сечение шпонки подбирают по ГОСТ 23360-78 в зависимости от диаметра вала, а длину l шпонки назначают на 5- 10 мм меньше длины ступицы. Затем по формуле (26.4) оценивают прочность соединения на смятие или вычисляют предельный момент, соответствующий напряжению усм .

Шлицевые соединения

Общие сведения. Шлицевое соединение условно можно рассматривать как многошпоночное, у которого шпонки выполнены как одно целое с валом. По сравнению со шпоночными соединениями они имеют меньшие радиальные габариты, высокую несущую способность, взаимозаменяемы и обеспечивают хорошее центрирование деталей. Эти преимущества позволяют использовать соединения в условиях массового производства конструкций и при большей частоте вращения валов (26.14).

По форме поперечного сечения различают три типа соединений: прямобочные ГОСТ 1139-80; эвольвентные ГОСТ 6033-80; треугольные (изготовляются по отраслевым стандартам).

Проектирование и расчет соединений. Основные размеры (наружный диаметр D и длину l) шлицевого соединения задают при конструировании вала. Длину соединения принимают не более 1,5D; при большей длине существенно возрастают неравномерность распределения нагрузки вдоль зубьев и трудоемкость изготовления.

Учитывая, что соединения в машинах выходят из строя преимущественно из-за повреждения рабочих поверхностей зубьев (смятие, износ) и усталостного разрушения шлицевых валов, после проектирования выполняют проверочный расчет зубьев.

Условие прочности по допускаемым напряжениям смятия имеет вид усм 2T усм , z d m h l ш где dm - средний диаметр соединения; z - число зубьев; h и l- соответственно высота и длина поверхности контакта зубьев; ш - коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки между зубьями и вдоль зубьев (ш = 0,5-0,7); усм - допускаемое напряжение смятия на боковых поверхностях.

Профильные соединения

Общие сведения. Профильными называют соединения, в которых ступица (втулка) насаживается на фасонную поверхность вала и таким образом обеспечивается жесткое фиксирование деталей в окружном направлении и передача вращения (26.14).

Профильное соединение

Профильные соединения рассчитывают на смятие. Условие прочности по допускаемым напряжениям для соединения 3T усм b 2 l усм ,

где l - длина соединения, обычно l = (1-2)d; b - ширина прямолинейной части грани;

усм - допускаемое напряжение смятия, для термообработанных поверхностей усм = 100-140 МПа.

Штифтовые соединения

Штифтовые соединения применяют при небольших нагрузках, преимущественно в приборостроении.

Основные типы штифтов стандартизованы. Их изготовляют из углеродистых сталей 30, 45, 50 и др.

Штифтовое соединение работает на срез и смятие. Для расчета соединения используют те же зависимости. Условие прочности при срезе радиального штифта (26.15) ф 4Ft фc , i Ac 259 а условие прочности на смятие усм Ft усм , Aсм где Ft - срезающая сила (осевая или окружная); i - число поверхностей среза; A рd 2 - площадь штифта при срезе; c 4 Ac d D d1 - площадь поверхности смятия (сжатия); фc = 70-80 МПа - допускаемое напряжение при срезе; усм = 200-300 МПа - допускаемое напряжение при смятии. а б Схемы к расчету соединений радиальным (а) и осевым (б) штифтами: d - диаметр штифта; d1 - диаметр вала

Срезающая сила при передаче вращающего момента F 2T . t d1 Осевые штифты (круглые шпонки) применяют в машиностроении для передачи вращающего момента в неразъемных соединениях. Штифты диаметром d = (0,1-0,15)dв и длиной l = (3-4)dв (dв - диаметр вала) устанавливают по посадке с натягом Н7/r6 в отверстия, совместно просверленные и развернутые при сборке в валу и ступице по стыку посадочных поверхностей (26.15, б). Материалы детали и вала должны иметь примерно одинаковую твердость для исключения увода сверла в сторону менее твердого материала.

Число штифтов для передачи заданного вращающего момента z 2T . l d dв фc Многоштифтовые соединения этого типа по прочности близки к шлицевым.

Резьбовые соединения

Резьбовыми называют соединения деталей с помощью резьбы. Они являются наиболее распространенным видом разъемных соединений.

Крепежные детали и стопорящие устройства

Наибольшее распространение среди резьбовых деталей получили крепежные болты, винты, шпильки, гайки. Под болтом или винтом понимают стержень с головкой и одним резьбовым концом. Шпилька имеет два резьбовых конца. Гайка - это деталь с резьбовым отверстием.

С помощью этих деталей образуют разъемные соединения болтом, винтом и шпилькой в разнообразных конструкциях. Тип соединения определяется прочностью материалов соединяемых деталей, частотой сборки и разборки соединений в эксплуатации, а так-же особенностями конструкции и технологии изготовления соединяемых деталей.

Для предохранения повреждений поверхностей соединяемых деталей при завинчивании и увеличения опорной поверхности гайки используют шайбы.

При статических нагрузках самоотвинчивания резьбовых деталей не наблюдается, так как все крепежные резьбы выполняются самотормозящимися (явление самоотвинчивания не должно наблюдаться). При динамических и вибрационных нагрузках может произойти самоотвинчивание гаек и винтов.

Для предотвращения самоотвинчивания резьбовых деталей применяют различные средства стопорения. Основные из них - контргайки, пружинные шайбы, стопорные шайбы, шплинты. Если не требуется разборка соединения, гайки устанавливают внаклеп, производят кернение, расклепывание и приварку.

Штифты, винты, упругие контргайки, проволока также могут выполнять функции стопорения.

Болты, винты, шпильки и гайки изготавливают из мало- и сред-неуглеродистых сталей Ст 3 кп, Ст 5, 10, 10 кп, 15, 20, 30, 45 и др. В ответственных случаях (ударные нагрузки, высокие температуры) применяют легированные стали 40Х, 38ХА, 30ХГСА, 35ХГСА, 40ХН2МА и др., а также титановые сплавы (резьбовые детали из титановых сплавов по сравнению со стальными имеют повышенную прочность и примерно в два раза легче). Пружинные шайбы изготавливают из рессорно-пружинных сталей 65, 70, 75, 65Г. Гайки изготавливают из стали Ст 3.

Механические характеристики материалов крепежных деталей нормированы ГОСТ 1759-82. Для стальных болтов, винтов и шпилек предусмотрено 12, а для гаек - семь классов прочности и соответствующие им марки сталей.

Резьба и ее параметры

Резьба является основным элементом резьбового соединения. Она образует выступы по винтовой линии на поверхности винта и гайки (наружная и внутренняя), может изготавливаться на цилиндрической (цилиндрическая резьба) и конической (коническая резьба) поверхностях заготовки, бывает правая, если винтовая линия направлена вверх слева направо, и левая - при направлении ее вверх права налево. Наиболее применяемые правые резьбы. Если на поверхность детали наносится один винтовой выступ, резьбу называют однозаходной. Применяют также многозаходные резьбы.

Основные параметры цилиндрической резьбы (26.16): d, D - наружные диаметры соответственно болта и гайки; d1, D1; d2, D2 - внутренние и средние диаметры резьбы; d3 - внутренний диаметр болта по дну впадины; Р - шаг (расстояние между одноименными сторонами двух смежных профилей); ш - угол подъема резьбы, т. е. угол развертки винтовой линии по среднему диаметру резьбы: tgш ph ; рd2 ph - ход резьбы (осевое перемещение гайки за один оборот): для однозаходной резьбы ph = p, для многозаходной ph = n • p, где n - число заходов резьбы (26.17).

По форме профиля крепежные резьбы бывают треугольные и круглые; резьбы винтовых механизмов (ходовые резьбы) - трапецеидальные, упорные, прямоугольные.

Метрическая резьба (ГОСТ 24705-81) - основной вид резьбы крепежных деталей (см. 26.16). Она бывает с крупным и мелким шагом, но чаще выполняют наиболее износостойкую и технологичную резьбу с крупным шагом.

Дюймовая резьба подобна метрической (б = 55°, у метрической б = 60°). Трубные резьбы (цилиндрическая и коническая) служат для соединения труб и арматуры. Трапецеидальная резьба технологична, отличается высокой прочностью витков и является основной для винтовых механизмов. Упорная резьба имеет несимметричный профиль витков и выполняется на винтах, воспринимающих значительную одностороннюю нагрузку. Прямоугольная резьба сложна в изготовлении и применяется редко.

Геометрические параметры резьб (кроме прямоугольной) и их допуски стандартизованы.

Резьбу получают методом резания, накатыванием, литьем и прессованием.

Силовые зависимости в резьбовом соединении

Надежность резьбового соединения оценивается легкостью сборки (легкостью затяжки гайки или болта) и сохранностью затяжки (самоторможением).

При завинчивании гайки надо преодолеть момент сопротивления затяжки

Т3 = Tр + Tт,

где Tр - момент сил трения в резьбе; Тт - момент сил трения на опорном торце гайки. Для определения Тр и Тт необходимо установить зависимость между силами, возникающими в винтовой паре при завинчивании. Развернем среднюю винтовую линию резьбы на плоскость, а гайку представим в виде ползуна (26.18, а). При подъеме ползуна по наклонной плоскости (это соответствует завинчиванию гайки) сила F взаимодействия наклонной плоскости с движущимся ползуном представляет собой равнодействующую нормальной силы и силы трения. Из схемы сил, действующих на ползун (26.18, б), Ft Fa tg ш + ц , где ц arctg f arctg f - приведенный угол трения; cos б 2 f f - приведенный коэффициент трения в резьбе; cos б 2 f - коэффициент трения. При перемещении ползуна вниз (26.18, в) Ft Fa tg ц ш , где Ft - окружная сила при отвинчивании гайки. Полагая, что сила Ft сосредоточена и приложена к среднему радиусу резьбы 0,5d2 (см. 26.19, а): Tp Ft 0, 5d 2 0, 5d 2 Fa tg ш + ц . (26.5) Силу трения на торце гайки f1·F, зависящую от коэффициента трения f1 на торце гайки, считают сосредоточенной и приложенной к среднему радиусу опорной поверхности (26.19, а):

Tт 0,5 Fa f1 Dср , D D1 d0 . ср 2 Момент завинчивания гайки Tз, прикладываемый к ключу: Tз Tp Tт 0,5Fa d2 tg ш ц Dср f1 . (26.6) d2 Момент сопротивления затяжки Tз преодолевается моментом силы, приложенной к гаечному ключу (26.19, б). Приравняв оба момента, получим Fкл lкл 0,5Fa d2 tg ш ц Dср f1 . (26.7) d2 К определению момента завинчивания Величины, входящие в формулу (26.7), имеют определенные значения. Например, при стандартном ключе lкл 15d для метрических резьб можно принять: ш = 2,5°; d 2 0,9d ; Dср 1, 4d ;

f f1 0,1 0, 2 . Из анализа формулы (26.7) следует, что обычно Fa 60 100 Fкл . Таким образом, сила в 1 H, приложенная на конце ключа, создает силу прижатия деталей 60-100 Н. Такой выигрыш в силе обеспечивает легкость сборки соединения.

Самоторможение и коэффициент полезного действия винтовой пары

Если при опускании ползуна по наклонной плоскости (см. 26.18, в) Ft 0 или tg ц ш 0 , то резьба будет самотормозящейся. Условие самоторможения: ш < ц. Для крепежных резьб угол подъема резьбы ш = 2°30'-3°30', а приведенный угол трения ц изменяется в зависимости от коэффициента трения в пределах от 6° (при f 0,1 ) до 11° (при f 0, 2 ). Таким образом, все крепежные резьбы - самотормозящиеся. Это объясняет важное преимущество крепежной резьбы - надежное стопорение гайки (винта) в любом положении. Однако это свойство проявляется главным образом при статических нагрузках. При переменных нагрузках условие самоторможения не соблюдается. Поэтому необходимо стопорение резьбовых соединений.

Коэффициент полезного действия винтовой пары определяют как отношение Tз , где Tз находят по формуле (26.6), а T - по той з Tз же формуле, но без учета сил трения (f1 = 0, ц = 0). Для собственно винтовой пары (Тт = 0) tgш

з = tg ш + ц .

С увеличением ш и уменьшением ц коэффициент полезного действия возрастает. Для самотормозящейся винтовой пары, где ш ц, з 0,5 ; т. к. большинство винтовых механизмов самотормозящиеся, их КПД меньше 0,5.

Расчет резьбовых соединений на прочность

Виды разрушения резьбовых крепежных деталей: разрыв стержня по резьбе или переходному сечению у головки; повреждение или разрушение резьбы (смятие и износ, срез, изгиб); повреждение головки болта (винта).

Размеры стандартных болтов, винтов и шпилек отвечают условию равнопрочности всех элементов соединения. Поэтому можно ограничиваться расчетом по одному, основному критерию - прочности нарезной части, а размеры винтов, болтов и гаек принимать по таблицам стандарта в зависимости от рассчитанного диаметра резьбы. Длину болта, винта и шпильки выбирают в зависимости от толщины соединяемых деталей.

Рассмотрим расчет на прочность резьбовых соединений при постоянной нагрузке.

Болт нагружен внешней силой F (болт без предварительной затяжки), например, нарезанный участок крюка для подвешивания груза. Опасным является сечение крюка, ослабленное нарезкой (26.20). Из условия прочности на растяжение уp 4F уp , (26.8) р d 2 3 откуда d3 4F , (26.9) р уp где уp = 0,6 уp 0,6 ут - допускаемое напряжение при растяжении болта из углеродистой стали. Крюковая подвеска Болт затянут силой затяжки Fз, а внешняя нагрузка отсутствует (ненагруженные крышки, кронштейны и т. п.). Стержень болта испытывает совместное действие растяжения и кручения, т. е. растягивается осевой силой Fз от затяжки болта и скручивается моментом, равным моменту сил трения в резьбе Tp (формула (26.5)), Прочность таких болтов (26.21) определяют по эквивалентному напряжению у э у2 3ф2 у p , p k где уp - напряжение от растяжения, определяемое по формуле (26.8) при F = Fз; фк - напряжение от кручения: ф к 16Tp ; рd32 у ут ; p S S - требуемый коэффициент запаса прочности болта, принимаемый в зависимости от материала болта, характера нагрузки и диаметра болта.

К расчету болта, нагруженного только силой затяжки

Для стандартных метрических резьб уэ 1,3ур , т. е. расчет болта на совместное действие растяжения и кручения можно заменить расчетом на растяжение, но по увеличенной в 1,3 раза силе Fр. Для метрических резьб Fр 1,3Fз . Расчетный диаметр резьбы болта определяют по формуле (26.9), принимая

F = Fр.

Болтовое соединение нагружено силами, сдвигающими детали в стыке. Условием надежности соединения является отсутствие сдвига деталей в стыке.

В соединении с зазором (26.22, а) болт устанавливают с предварительной затяжкой. Внешняя сила F непосредственно на болт не передается, поэтому его рассчитывают на растяжение по силе затяжки Fз.

К расчету болта, нагруженного поперечной силой: а - поставленного с зазором; б - без зазора

Во избежание сдвига деталей при наличии зазора сила трения на поверхностях стыка должна быть не меньше внешней сдвигающей силы F: F i F i F f или F K F , тр з з z i f где i - число стыков в соединении; f - коэффициент трения; K - коэффициент запаса (K = 1,3-1,5 при статической и K = = 1,8-2,0 при переменной нагрузке); z - число болтов в соединении. Болт в этом случае рассчитывают по силе затяжки: K F dз 1,3 i f z уp . При установке болта без зазора (26.22, б) предварительная затяжка не требуется. Болт испытывает срез и смятие. Стержень болта рассчитывают на срез, а при тонких деталях - и на смятие. Условия прочности

ф 4F ф , i р d 2 0 усм F усм , d 0 S где ф, ф - соответственно расчетное и допускаемое напряжения

для материала болта на срез, ф = (0,2-0,3) ут ;

do - диаметр ненарезанной части болта;

усм , усм - соответственно расчетное и наименьшее допускаемое напряжения смятия (для материала болта или детали), усм =(0,8-1,0) ут ;

S - наименьшая толщина детали.

Болт затянут, а внешняя нагрузка стремится раскрыть стык (болты для крепления крышек резервуаров для газа и жидкости, нагруженные давлением выше атмосферного, крепления цилиндров, насосов, станин к фундаментам и др.). Затяжка болтов должна обеспечить герметичность соединения или нераскрытие стыка (не допустить появления зазора) под нагрузкой. Эта задача решается с учетом деформации деталей соединения.

...