Типовые схемы расчета болтов
Опыт эксплуатации машин, аппаратов показал, что отказы соединений обычно происходят из-за разрушения резьбовых изделий и разгерметизации стыков. Как правило происходит поломка болтов и шпилек по резьбовой части. Реже встречаются поломки болтов под головкой и срез резьбы в гайке. Рассмотрим некоторые случаи нагружения болтов (винтов).
1. Стержень винта нагружен только внешней растягивающей силой F (рис. 1.48). Опасным является сечение резьбы по диаметру d1 — внутренний диаметр резьбы.
Условие прочности при растяжении:
F – H; [σ]p – МПа.
Расчетный диаметр d1 — согласовать со стандартом и записать найденный номинальный диаметр резьбы.
|
Рис.1.48. Нагружение стержня винта растягивающей силой
2. Болт затянут, внешняя нагрузка отсутствует (крепление крышек корпусов редукторов, крепление герметичных крышек) Болт затягивается осевой силой F0 и закручивается моментом сил трения в резьбе. (рис.1.49).
Напряжение растяжения от силы Fзат:
где dрасч=d – 0,94р;
d и р — наружный диаметр резьбы и шаг резьбы.
Fзат на практике определяют:
Fзат = Кзат F, где F — внешняя нагрузка на один болт;
Кзат — коэффициент затяжки по условию нераскрытия стыка.
При постоянной нагрузке Кзат = 1,25...2.
При переменной нагрузке Кзат = 2,5...4.
При металлической фасонной прокладке Кзат = 2...3.
|
При металлической плоской прокладке Кзат = 3...5.
рис. 1.49
Напряжение кручения от трения в резьбе
|
|
|
где ψ — угол подъема резьбы;
φ' — приведенный угол трения.
Эквивалентное напряжение по теории энергии формоизменения
 |
Подставляя выражение σр и τкр в формулу σэкв и принимая для стандартных болтов с метрической резьбой ψ = 2°30', d2/d{= 1,12 и f= 0,15; чему соответствует φ'= 8°40', получим:
σэкв≈ σр
Итак, расчет болта на совместное действие растяжения и кручения можно заменить расчетом на растяжение, т. е. F расч = 1,3F0.
Расчетный диаметр болта:
, следовательно 
где [σ]р — см. гл. I, п. 5.5.
dрасч согласовать с ГОСТ 9150-81 по табл. 1.12.
3. Болтовые соединения, нагруженные поперечной силой Q.
Болт поставлен в отверстие с зазором (рис. 1.50, а) и затянут так, чтобы сила трения возникающая между поверхностями соприкасающихся деталей, обеспечила нормальную работу соединения без смещения деталей. Расчет болта ведут по силе затяжки:
 |
где К= 1,4...2 — коэффициент запаса по сдвигу деталей, при статической нагрузке К= 1,3... 1,5, припеременной нагрузке К = 1,8...2;
f — коэффициент трения для стальных и чугунных поверхностей f =0,15...0,2;
i — число стыков (на рис. 1.50, a i = 1; на рис. 1.50, в i = 2);
z — число болтов;
расчетный диаметр резьбы болта определяется по формулам, приведенным в гл. I, п. 5.8;
|
|
|
[σ]р — см. в гл. I, п. 5.7.
Болт поставлен в отверстие из-под развертки без зазора, (рис. 1.50, б). Расчет ведется на срез по диаметру стержня d0.
 |
где i = 1...2 — число плоскостей среза (на рис. 1.50, б i= 1, на рис. 1.50, в i =2);
Рис. 1.50
z — число болтов;
[τ]ср — допускаемое напряжение на срез стержня болта, [τ]ср = (0,2...0,3)σт; σт — см. табл. 1.14.
Проектировочный расчет таких болтов ведется и на смятие по- условию прочности:
где δ — толщина более тонкой детали;
[σ]см = (0,8... 1,0) σ т — для углеродистой стали;
[σ]см = (0,6...0,8) σ т — для легированной стали (см. табл. 1.14).
Определить диаметр стержня болта из условия прочности на смятие:
 |
Из двух полученных значений d0 принимают большее (табл. 1.16):
d0 =d + (1...2) мм,
где d — номинальный диаметр резьбы болта.
Дата добавления: 2015-12-21; просмотров: 18; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!