Лекция 16 12 Расчет винтов, нагруженных статической осевой



Скачать 64.94 Kb.
Дата11.11.2016
Размер64.94 Kb.
Лекция 16
12.1.3. Расчет винтов, нагруженных статической осевой

силой.

Выход из строя винтов при нагружении статической нагрузкой может происходить по одной из следующих причин:

- разрыв стержня;

- повреждение или разрушение резьбы;

- разрушение головки винта.

Так как стандартную резьбу производят из расчета равнопрочности, то можно ограничится расчетами по одному главному критерию работоспособности – прочности винта на растяжение.

Расчет винтов, нагруженных статической осевой силой, следует разделять на расчет винтов, нагруженных статической осевой силой без предварительной затяжки болта и с предварительной затяжкой.

Примером винтов, нагруженных статической осевой силой, являются резьбовые концы грузовых крюков грузоподъемных машин (рис. 9.7).



Расчет винтов, нагруженных статической



осевой силой G = Fo, проводят по напряжениям

растяжения, принимая площадь сечения диа-



метром d1 резьбы.

Номинальное напряжение растяжения в

винте определяют по известной зависимости

. (12.13)
Рис. 12.6. Крюковая подвеска
Отсюда расчетный внутренний диаметр резьбы будет

. (12.14)

Если сила затяжки болта Fо имеется, а внешняя нагрузка отсутствует, то стержень болта не только растягивается осевой силой Fо, но и закручивается моментом в резьбе ТР. Такое резьбовое соединение используется для закрепления крышек редуктора, фланцевых соединений коробки отбора мощности и коробки перемены передач и т. п.


2

Расчет болтов, нагруженных осевой силой затяжки и моментом трения в резьбе (рис. 12.7), ведут по эквивалентным напряжениям, определяемым четвертой энергетической теорией прочности



, (12.15)

где Р – напряжение растяжения от осевой силы затяжки болта, ;

к – напряжение кручения от момента трения в резьбе болта, .

Рис. 12.7. Болт, нагруженный осевой силой затяжки и моментом в резьбе


Расчет по формуле (12.15) для стандартной метрической резьбы показывает, что эквивалентное напряжение на 30 % больше напряжения растяжения, т. е.

. (12.16)

Это позволяет определять диаметр болта по зависимости (12.14) по эквивалентной силе, которая на 30 % больше осевой силы затяжки



. (12.17)
12.1.4. Расчет болтов, нагруженных осевой силой затяжки при

перекосе опорных поверхностей под гайку или головку винта.

При этом винт получает дополнительную изгибную деформацию (рис. 12.7). Напряжение растяжение в стержне болта при Fо = Q соответствует

3
. (12.18)

Напряжение изгиба при x = 0.5Dг = d1 примет вид



. (9.19)

Отношения напряжений изгиба (12.19) и растяжения (12.18) составляет



.

Рис. 12.8. Расчетная схема болта при непараллельности опорных

поверхностей
Таким образом, напряжения изгиба почти в 8 раз превышают напряжения растяжения. Для уменьшения напряжений изгиба повышают точность изготовления узла или применяют специальные конструкции – сферические шайбы.
12.1.5. Расчет резьбовых соединений, при нагружении силами в плоскости стыка.

При нагружении резьбового соединения в плоскости стыка (рис. 12.8) применяются два способа установки болтов:

- с винтами, установленными с зазором (рис. 12.8, а);

- с винтами, установленными без зазора в отверстие под развертку (рис. 12.8, б).

Первый способ установки резьбовых соединений дешевле, второй способ позволяет передавать большие усилия и центрировать детали.

4

В случае установки винтов в отверстие с зазором (рис. 12.8, а), они должны создавать силу трения в стыке соединяемых деталей, превышающую внешнюю сдвигающую силу.



Потребная сила затяжки винта должна быть

, (12.20)

где Q – расчетная сдвигающая сила;



i - число стыков, стягиваемых болтом (рис. 12.8, б и в);

f – коэффициент трения, для сухих чугунных и стальных деталей f = 0,15 … 0,2;

Z – количество болтов;

Кс – запас сцепления (с целью предотвращения сдвига в пределах зазора между винтом и отверстием) Кс = 1,5 … 2,0.


Fа



Fo


Fа

Fo

Рис. 12.9. Расчетная схема винта, установленного с зазором и

без зазора, нагруженного внешней силой в плоскости стыка.
В случае установки винтов в отверстие под развертку (рис.9.9, б, в) их рассчитывают на срез. Условие прочности винта примет вид

, , (12.21)

где dc – диаметр стержня винта в опасном сечении.

Для разгрузки винтов от сдвигающих сил используют специальные разгрузочные устройства в виде втулок (рис 12.9, а), шпонок (рис 12.9, б) и т. п.

Рис. 12.10. Соединение болтами, разгруженными от сдвигающих сил


5

12.1.6. Расчет резьбовых соединений при нагрузках, раскрывающих стык.

В резьбовых соединениях, нагруженных силами, которые стремятся раскрыть стык деталей, также как и при сдвигающих силах, выполняется предварительная затяжка болтов. Для этих соединений предварительная затяжка должна обеспечивать герметичность или нераскрытие стыка деталей после приложения внешней нагрузки. Пример такого резьбового соединения служит крепление крышек резервуаров, насосов и т. п.

Задачу распределения рабочей нагрузки между болтами такого соединения решается с учетом совместности деформации болтов и деталей.

Рассмотрим ненагруженное (рис. 12.10, а), затянутое осевой силы F0 (рис. 12.10, б), нагруженное внешней силой (рис. 10.10, в) резьбовое соединение. Внешняя нагрузка F на один болт вызывает его удлинение на , а деформация детали уменьшится на такую же величину.


р

Рис. 12.11. Расчетная схема болтового соединения при нагрузках,

раскрывающих стык
Совместную работу болта и стягиваемых деталей наглядно описывает диаграмма усилий и деформаций (рис. 12.11).

Линейная зависимость деформации болта от сил показано отрезком прямой , деформации соединяемых деталей – отрезком

6

. За счет усилия затяжки Fo болт увеличится на величину деформации б, а соединяемые детали уменьшатся на величину деформации д. Через точку Вб проводят линию ’, параллельную линии , и прикладывают к соединению внешнюю силу F. Под действием внешней силы болт получит удлинение на величину . На эту же величину уменьшится начальное сжатие деталей д. На расстоянии б + проводим линию, параллельную оси координат. Отрезок этой линии равен внешней силе F. При этом ординаты точек и будут показывать соответственно полное усилие Fп на болте и остаточное усилие Fc в стыке:

, .

где Fб, Fд - дополнительные силы, действующие на болт и стягиваемые детали от силы F.




Рис. 12.12. Диаграмма зависимости деформации от усилий в

болтовом соединении при нагрузках, раскрывающих стык


Из диаграммы видно, что , а сумма дополнительных усилий равна внешней нагрузки . Из этих двух уравнений найдем дополнительную силу на болт

7

, (12.22)

где б, дкоэффициенты податливости соответственно болта и деталей и стыка между ними, численно равные изменению их длины при действии силы, равной 1 Н;


Сила, уменьшающая затяжку деталей, составляет

. (12.23)

При большой податливости винта б и малой податливости деталей стыка д коэффициент внешней нагрузки мал и почти вся внешняя сила идет на разгрузку стыка. При большой податливости деталей и стыка д, например, при наличии толстых упругих прокладок, и малой податливости винтов б, большая часть нагрузки передается на винты.

Средние значения коэффициента внешней нагрузки для металлических деталей без прокладок составляет = 0,2 … 0,3; при наличии упругих прокладок из паронита, асбеста, резины = 0,4 … 0,5.

Расчет резьбового соединения деталей, нагруженных силами, перпендикулярными плоскости стыка, включает в себя две связанные между собой задачи: оценку прочности соединения и оценку герметичности (нераскрытия) стыка.

Оценку на герметичность проверяют по условию

. (12.24)

Крепежные детали, работающие при переменном режиме нагружения, рассчитывают на усталость. В этом случае болты устанавливают со значительной предварительной затяжкой, при которой создается напряжение 0 = (0,4 … 0,6)т. Вследствие этого циклические изменения расчетной силы болта Fб значительно меньшие по сравнению с изменением внешней силы F. Предварительно болт рассчитывают из условия его статической прочности с учетом формулы



. (12.25)

Расчет на усталость ведут как проверочный по двум коэффициентам запаса прочности:

- по амплитуде цикла нагружения а;

- по наибольшему напряжению цикла 0 + а.


8

Коэффициент запаса прочности по амплитуде цикла нагружения составляет



, (12.26)

где -1бпредел выносливости материала болта;

а - амплитуда переменных напряжений ;

[sa] – требуемый коэффициент запаса прочности по амплитуде, [sa] = 2,5 … 4,0.

Коэффициент запаса прочности по наибольшему напряжению цикла нагружения составляет



, (12.27)

где [sa] – требуемый коэффициент запаса прочности по наибольшему напряжению, [sa] = 1,5 … 2,5.


База данных защищена авторским правом ©bezogr.ru 2016
обратиться к администрации

    Главная страница