|
| |
|
Главная Промышленность идет на частичную разгрузку стыка. Поэтому расчетное осевое усилие, приложенное к болту (Н), Qp=1.3Qo + XQ, (8.3) где 1,3 - коэффициент, учитывающий кручение болта при затяжке; Qo- сила предварительной затяжки болта (Н) от завинчивания гайки моментом завинчивания То (Н - мм), создаваемого ключом. Приближенно То= 0,2Qod, где d - наружный диаметр болта, мм; % - коэффициент внешней нагрузки (или коэффициент податливости соединения), учитывающий ту долю внешней нагрузки Q, которая приходится на болт: Х = Яд/{>б+>д), (8.4) здесь >1д, Яб- податливость соединяемых деталей и болта. Усредненные значения коэффициента X даны в табл. 8.5. Зависимость (8.3) справедлива, пока давление на стыке не упадет до нуля. Для предупреждения раскрытия стыка Qo = KQ, (8.5) Таблица 8.5. Коэффициент внешней нагрузки X
Примечание. Для соединений из стальных и Чугунных деталей при наличии упругих прокладок (асбест, паронит, резина и др.) X ss 0,4...0,5. где /< - коэффициент запаса плотности стыка: при постоянной нагрузке К = 1,25... 1,5; при переменной нагрузке, а также для обеспечения герметичности стыка /<" = 2...4. С учетом зависимостей (8.3), (8.5) расчетное осевое усилие Qp= 1,3AQ + XQ, (8.6) 2. Болт затянут, внешняя нагрузка отсутствует (например, болты для крепления люков и герметичных крышек). Согласно формуле (8.3) при Q = О расчетное осевое усилие Qp=l,3Qo. (8.7) 3. К незатянутому болту приложена внешняя растягивающая нагрузка (резьбовые стержни грузовых крюков, рым-болтов, грузовых скоб). В рассматриваемом случае Q„ = 0. Учитывая также, что обычно значительно больше кс. можно принять %с~0, и согласно зависимости (8.4) Х= 1. Расчетное осевое усилие из формулы (8.3) Qp = Q. (8.8) 8.5.2. РАСЧЕТ РЕЗЬБОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ, НАГРУЖЕННЫХ СДВИГАЮЩИМИ СИЛАМИ Условием прочности таких соединений является отсутствие сдвига деталей в стыке. Различают два конструктивных варианта резьбовых соединений. а) Болт поставлен в отверстия соединяемых деталей с зазором (рис. 8.5). Подобная конструкция применяется при небольших поперечных нагрузках. Для предупреждения сдвига деталей болты затягивают так, чтобы результирующая сила трения F на стыках деталей была больше сдвигающей силы S (Н), т. е. F = fQoZt > S, (8.9) откуда необходимая сила затяжки болта (Н) Qo = (8.10) f-z.i где Кт-коэффициент запаса, Ki= 1,3... 1,5 - при статической нагрузке; Кт= 1,8...2,0 - при динамической нагрузке; / - коэффициент трения в стыке; для сухих стальных и чугунных поверхностей /=0,1...0,15 (меньшие значения для шлифованных поверхностей); для необработанных поверхностей в металлических конструкциях / = 0,3; i - число стыков в соединении Хна рис. 8.5 i = 2); z -• число болтов (обычно задают). Поскольку болт поставлен с зазором и внешняя нагрузка не передается на болт (т. е. Q=0), согласно зависимости (8.7) расчетное осевое усилие Qp= l,3Qo. Номинальное напряжение  Рис. 8.5. Расчетная схема болта, нагруженного сдвигающей силой (болт поставлен с зазором)  « 5 Рис. 8.6. Расчетная схема болта, нагруженного сдвигающей силой (болт поставлен без зазора) где hi, -толщина крайней и средней детали соединения, мм; [ои] - допускаемое напряжение смятия для болтового соединения, МПа; для сталей углеродистых [Осм] = (0,8 ... 1,0) о; легированных [осм] = (0,6 ... 0,8) От; для чугуна [Оси] = (0,6 ... 0,8) Оп. ч. р, где Оп. ч. р - предел прочности чугуна при растяжении-марка чугуна по ГОСТ 1412-79... СЧ 10 СЧ 15 СЧ 18 СЧ20 СЧ25 Оп.ч.р, МПа ... 100 150 180 200 250 В формулах (8.13), (8.14) [осм! подставляют меньшее из двух значений для болта и детали. Ор либо расчетный диаметр di определяют соответственно по формулам (8.1), (8.2). В ряде случаев для уменьшения диаметра болта в конструкции соединения предусматриваются разгружающие элементы в виде штифтов, шпонок, колец - воспринимающие внешнюю нагрузку. б) Болт поставлен в отверстия соединяемых деталей без зазора (рис. 8.6). Такие конструкции применяются при значительных сдвигающих нагрузках. Отверстия деталей калибруются разверткой, диаметр болта / Я7 Я7 do выполняется с допуском I посадка 5 1 -fj - Сдвигающая сила 5(H) воспринимается непосредственно болтом, который работает на срез: [т]. (8.11) ndliz расчетный диаметр болта, мм где / - число плоскостей среза (нк рис. 8.6 i --- 2); 2 - как и прежде, число болтов; [т] - допускаемое напряжение на срез материала болта (МПа), принимают [т] = (0,2...0,3)0/, (значение От, см. табл. 8.3). Цилиндрические поверхности контакта соединяемых деталей в ненарезанной части болта проверяют на смятие. Для крайней детали соединения напряжение смятия (МПа) ДЛЯ средней детали соединения S Осм = <~ [сГсм], (8.13) (8.14) 8.5.3. РАСЧЕТ БОЛТОВ ПРИ ПЕРЕМЕННЫХ НАГРУЗКАХ При переменных нагрузках болты рассчитывают на выносливость. Наиболее характерным случаем приложения внешней нагрузки является изменение ее по отнулевому (от О до Q) циклу. Так нагружены, например, шатунные болты. В соединениях болты устанавливаются с большой предварительной затяжкой, которая в процессе эксплуатации уменьшается вследствие релаксации напряжения в болтах и обмятия шероховатостей на стыках. При расчете на выносливость кручение болта не учитывают, так как при воздействии переменных нагрузок крутящий момент от затяжки болта постоянно уменьшается. Расчет выполняется как проверочный. Болт выбранного диаметра оценивают по двум коэффициентам запаса: а - по амплитуде цикла; б - по наибольшему напряжению цикла. а) Условие прочности по амплитуде > [Па], (8.15) где Па - действительный запас прочности по амплитуде; a i-предел выносливости при растяжении материала гладкого образца при симметричном цикле: Марка стали.... Ст 3 и 10 20 35 45 35 X ЗОХГСА 0 j, МПа .... 160 170 180 240 280 300; Ка - эффективный коэффициент концентрации напряжений в резьбе (определяют при испытании затянутой резьбовой пары): для сталей углеродистых /Са = 3,0 ... 4,5; легированных = 4,0 ... 5,5; большие значения для болтов с d > 24 мм; для накатанных резьб указанные значения Ко уменьшают на 20 ... 30 %; Од - амплитуда переменных напряжений; 2--ri (8.16) [п ] = 2,5 - допускаемый коэффициент запаса прочности по амплитуде. б) Условие прочности по наибольшему напряжению где п - действительный коэффициент запаса прочности по максимальному напряжению; От- предел текучести материала (табл. 8.3); - напряжение от начальной затяжки, здесь Qo - см. формулу (8.5); [oJ - допускаемое напряжение затяижи принимают: для болтов из сталей углеродистых [Од] = (0,6 ... 0,7) а, легированных [Од] - (0,4 . .. 0,6) Оу; [п\ = = 1,25 - допускаемый коэффициент запаса прочности по максимальному напряжению. Для повышения усталостной прочности болтового соединения необходимо у.меньшить коэффициент внешней нагрузки X (см. формулу (8.16)). Это достигается уменьшением податливости деталей и стыка (тщательной пригонкой, увеличением жесткости прокладок) и увеличением податливости болта путем занижения диаметра стержня болта в ненарезанной части до (0,8...1,05)di. В ответственных резьбовых соединениях для повышения усталостной прочности применяют болты и гайки улучшенных конструкций (болты с меньшей концентрацией напряжений в нарезанной части, гайки, работающие на растяжение с более равномерным распределением нагрузки между витками). 8.5.4. ПРИБЛИЖЕННЫЙ РАСЧЕТ ФУНДАМЕНТНЫХ БОЛТОВ РЕДУКТОРОВ Диаметр и число фундаментных болтов выбирают по табл. 4.3. Координаты болтов уточняют при разработке конструкции редуктора. В рассматриваемом случае соединение включает группу неравномерно нагруженных болтов, установленных с зазором. При расчете группы болтов определяют нагрузку на наиболее нагруженный (опасный) болт, рассчитывают его и все остальные болты данной группы принимают такими же. При такой методике увеличивается запас надежности расчета. Расчет ведется при следующих допущениях. 1. Диаметры и сила предварительной затяжки всех болтов данной группы одинаковы. 2. Соединяемые детали обладают высокой жесткостью, и ось поворота редуктора проходит через крайний ряд болтов. 3. Поверхности стыка под нагрузкой остаются плоскими, следовательно, деформации и нагрузки болтов пропорциональны их расстояниям до оси поворота редуктора. Нагрузку на наиболее нагруженный болт определяют из условия равновесия внешних силовых факторов (опрокидывающего и сдвигающего моментов и сдвигающей силы) и восстанавливающего момента и сил трения от затяжки болтов. При определении опрокидывающего момента необходимо учесть, что момент на быстроходном валу Тс направлен по вращению быстроходного вала, а момент на тихоходном валу Т- против вращения тихоходного вала. Определение полной растягивающей нагрузки на наиболее нагруженный болт для характерных случаев нагружения фундаментных болтов рассматривается ниже. а) Цилиндрический редуктор нагружен крутящими моментами на быстроходном и тихоходном валах Тс и Гт (рис. 8.7). Из условия равновесия внешнего опрокидывающего момента и моментов от затяжки болтов относительно осих - х нагрузка на наиболее нагруженный болт (Н) Q.* = т . / опр. X \х (8.18) где Топр. X = (Тб + + Та) Н . мм - внешний опрокидывающий момент, представляет алгебраическую сумму трех моментов: Тс - момент на быстроходном валу, направлен по вращению вала; Гт - момент на тихоходном валу, направлен против вращения вала (в одноступенчатом цилиндрическом редукторе направление моментов Тс и Т- совпадает, в двухступенчатом- моменты Тс и Гт направлены в противоположные стороны); Те момент от силы тяжести редуктора. Для одноступенчатого цилиндрического редуктора силу тяжести можно считать приложенной к оси тихоходного вала, для двухступенчатого редуктора-"между промежуточным и тихоходным валом. Сила тяжести редуктора (Н) 0(0,02 ... 0,03)1, где V - объем редуктора, см (для легких и средних редукторов, моментом Те пренебрегают); lix Inx - координаты болтов по длине 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 [ 19 ] 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 |
