Напряжение растяжения в резьбе
Распределение нагрузки и напряжений в резьбовом соединении.
На (рис. 1) показана разметка соединения с резьбой М10 и приведены результаты расчета с применением МКЭ распределения контактных напряжений на рабочих гранях витков и напряжений во впадинах витков. В расчете распределения напряжений в теле болта, выполненном после решения контактной задачи, принимали, что резьба изготовлена идеально точно, σс=10 МПа. Площади поперечного сечения круглой и шестигранной гаек равны. Канавка резьбы имеет кольцевую форму, гайка и болт являются осесимметричными (трехмерными) телами. Цифры на рисунке показывают наибольшие напряжения в мегапаскалях. Видно, что контактные напряжения (давление) вдоль рабочих граней витков распределяются неравномерно.
Рис. 1 — Сеточная разметка и схема распределения напряжений в резьбовом соединении
Распределение нагрузки между витками соединения болт-гайка при H=0,8d дано в (табл. 1). Здесь же для сравнения приведены результаты расчета для случая, когда условия совместности перемещений удовлетворялись лишь в сечении среднего диаметра резьбы (нагрузка на рабочих гранях принималась равномерной), а также нагрузки, вычисленные по формуле
Из анализа данных таблицы следует, что нагрузки на первый виток в уточненной модели соединения выше, чем в упрощенной, всего на 2…10% (в зависимости от эпюры давления на рабочих поверхностях витков). Можно отметить также значительное взаимное влияние витков на распределение нагрузки между витками, выявленное при расчете.
| Номер витка от опорного торца гайки | Нагрузка | по Формуле∗ | |
|---|---|---|---|
| неравномерная | равномерная | ||
| 1 | 40,00/28,82∗ | 37,35 | 36,5 |
| 2 | 22,81/22,88∗ | 22,83 | 23,75 |
| 3 | 15.99/19.46∗ | 16,78 | 16,50 |
| 4 | 12,37/16,44∗ | 13,40 | 12,75 |
| 5 | 8,83/12,40∗ | 9,64 | 10,50 |
| ∗Взаимное влияние витков не учтено. | |||
Результаты расчетов хорошо согласуются с данными расчетов соединений по МКЭ, выполненных К- Маруямой, а также с результатами экспериментальных исследований методами фото упругости и медных покрытий.
Один из важных факторов, которые должны учитываться при проектировании резьбового соединения — распределение напряжений во впадинах резьбы. Анализ результатов показывает, что в резьбовых соединениях отмечается существенная концентрация напряжений во впадинах резьбы. Наибольшее контурное (главное) напряжение растяжения действует во впадине под первым (от опорного торца гайки) рабочим витком болта в точках сечения, удаленного от центра впадины на угол около 20° в направлении рабочей поверхности этого витка (см. рис. 1). Это связано с взаимным влиянием (наложением) концентрации напряжений от изгиба витка и общего поля напряжений растяжения.
Второй рабочий виток воспринимает в 1,6 … 1,7 раза меньшую нагрузку, чем первый. Однако максимальное контурное напряжение во впадине под вторым витком в 2,5 раза ниже, чем под первым. Это объясняется разгрузкой впадины первого витка.
Теоретический коэффициент концентрации напряжений в резьбовом соединении определяют по отношению к номинальному напряжению в сечении внутреннего диаметра резьбы d1 под первым наиболее нагруженным витком:
где σ1H — номинальное напряжение, σ1H=4F/(πd21).
В соединении со стандартной гайкой (Н=0,8d) при радиусе впадины R=0,108P теоретический коэффициент концентрации напряжений ασ=4,64 при σk max=54,5 МПа (рис. 2).
Рис. 2 — Схема распределения напряжений в свободной части резьбы
Отметим, что значение ασ может на 3…7% отличаться от указанного. Это зависит от характера распределения давления вдоль рабочих поверхностей витков и внешней нагрузки.
Глубина проникновения возмущения напряжений от центра впадины в тело стержня невелика — около 0,5H1 (H1 — рабочая высота профиля). Это позволяет отнести резьбу к мелким выточкам (по классификации Г. Нейбера). Однако рассчитывать ασ в резьбовом соединении по формуле Г. Нейбера нельзя, так как она справедлива лишь для растягиваемого стержня с выточкой, имеющей ненагруженный контур (изгиб витков не учитывается).
Напряженное состояние в свободной части резьбы, под опорным торцом гайки (см. рис. 2), аналогично обусловленному растяжением стержня с несколькими кольцевыми выточками. Наибольшее напряжение также действует в центральной точке контура впадины. Однако напряжения в этих точках в 1,24…1,40 раза выше, чем для растянутого стержня с выточкой. Указанное обстоятельство объясняется влиянием возмущения напряжений в первом рабочем витке на напряженное состояние под ним. По мере удаления от опорного торца гайки максимальное напряжение в центре впадины приближается к значениям напряжений в стержне с такими же выточками. Однако в дальнейшем наблюдается повышение максимальных напряжений во впадинах витков при сбеге резьбы.
Отметим, что при нескругленных вершинах витков на фаске резьбонакатных роликов теоретический коэффициент концентрации напряжений ασ во впадинах витков сбега резьбы болта может приближаться к значениям ασ в соединении или даже превышать их. Последнее может повлечь преждевременное разрушение соединения по сбегу резьбы.
Источник
Прочность является основным критерием работоспособности резьбовых соединений. Под действием осевой силы (силы затяжки) в стержне пинта возникают напряжения растяжения, в теле гайки — сжатия, в нитках резьбы — смятия, среза.
Чаще всего происходит разрушение винта по первому или второму нитку, считая от опорного торца гайки; реже — в области сбега резьбы и в подголовочном сечении; для мелких резьб возможен срез витков.
Все стандартные болты, винты и шпильки с крупным шагом резьбы являются равнопрочными на разрыв стержня по резьбе, на срез резьбы ч отрыв головки. Поэтому расчет на прочностьрезьбового соединения
водят только по одному основному критерию — прочности нарезанной части стержня на растяжение:
σp= F0 / Ар < [σ]ргде F0 — осевая сила, растягивающая винт;
[σ]р — допускаемое напряжение при растяжении (см. ниже);
Ар— расчетная площадь поперечного сечения нарезанной части винта (см. сечение А —А на. рис. 6.29). Это сечение сложное по конфигурации и при расчете трудно вычислить его площадь. Эта площадь на 20…30 % больше площади круга диаметром d3Поэтому стандартом принята номинальная расчетная площадь Ар поперечного сечения винта с крупным шагом резьбы:
Ар = πd2p / 4,
Здесь d2— средний диаметр резьбы; d3— внутренний диаметр резьбы винта по дну впадины (см. табл. 6.1).
Длину болта, винта или шпилькивыбирают в зависимости от толщины соединяемых деталей. Остальные размеры деталей резьбового соединения (гайки, шайбы и др.) принимают, исходя из номинального диаметра d резьбы, который определяется расчетом.
Рассмотрим основные случаи расчета резьбовых соединений.
Случай 1. Болт затянут силой F0, внешняя нагрузка отсутствует.Примером являются болты для крепления крышек корпусов механизмов и машин (см. рис. 19.3). В момент затягивания болт испытывает растяжение и скручивание. Напряжение растяжения от силы F0:
Напряжение скручивания от момента сопротивления в резьбе:
Таким образом, расчет винтов, работающих на совместное действие растяжения и скручивания, можно вести на одно растяжение, принимая при этом не силу затяжки F0, а увеличенную с учетом скручивания силу FPX4.
Для метрических резьб в среднем
(6.11)
Для трапецеидальных резьб Fm,, = l,25F0. Для упорных и прямоугольных резьб Fpac4=l,2F0. Минимально допустимое значение расчетного диаметра а»ррезьбы болтаопределяют из условия прочности:
откуда
(6.12)
где [σ]р — допускаемое напряжение растяжения:
(6.13)
Здесь ат — предел текучести материала болта; [s]т — коэффициент запаса прочности.
Коэффициент запаса прочности[s]Tпри расчете болтов с неконтролируемой затяжкой принимают по табл. 6.4 в зависимости от материала и диаметра резьбы d.
Таблица 6.4. Значения коэффициента запаса прочности [х]т при расчете болтов с неконтролируемой затяжкой
| Сталь | Значения коэффициента sTпри г/, мм | ||
| 6… 16 | 16…30 | 30…60 | |
| Углеродистая Легированная | 5…4 6…5 | 4…2,5 5…3,3 | 2,5..1,6 3,3…3,0 |
В начале проектировочного расчетаориентировочно задаются номинальным диаметром d резьбы и по табл. 6.4 принимают [sT. Если в результате расчета получают диаметр d, который не лежит в ранее принятом интервале диаметров, то задаются новым значением d и расчет повторяют.
Минимально допустимое значение расчетного диаметра d’vрезьбы вычисляют по формуле (6.12) и по стандарту (см. табл. 6.1) принимают диаметры d, d2и dvПо формуле (6.9) определяют расчетный диаметр г/р принятой резьбы и проверяют условие dp > d’p.
Для силовых соединений не применяют болты диаметром d<8 мм, так как болты малых диаметров легко разрушить при неконтролируемой затяжке.
Рис. 6.29. Винтовая стяжка
Приведенный выше расчет применяют также и для винтовых стяжек (рис. 6.29).
При контролируемой затяжке (контроль осуществляют динамометрическими ключами, деформируемыми шайбами и др.) значение [s]Tне зависит от диаметра d резьбы. В этом случае для углеродистых сталей s]T = 1,7…2,2; для легированных — [.s]T = 2…3.
Расчет резьбового соединения ведут в последовательности, изложенной в решении примера 6.2.
Пример 6.2.Винтовая стяжка имеет два резьбовых отверстия с правой и левой метрической резьбой крупного шага (рис. 6.29). Определить номинальный диаметр резьбы винтов, если на соединение действует осевая сила F,, = 20 кН. Материал винтов —сталь марки 20, класс прочности 4.6. Затяжка неконтролируемая.
Решение. 1. Для резьбового соединения с неконтролируемой затяжкой по табл. 6.4 принимаем Ит = 3 в предположении, что номинальный диаметр d резьбы находится в интервале 16…30 мм. По табл. 6.3 от = 240 Н/мм2.
Допускаемое напряжение[формула (6.13))
2. Расчетная сила[формула (6.11)]
3. Минимально допустимое значение расчетного диаметра резьбы винтов[формула (6.12)]
Случай 2. Болтовое соединение нагружено с двигающей силойF. Чаще всего в таком соединении (рис. 6.30) болт ставят с зазором в отверстия деталей.При затяжке болта на стыке деталей возникают силы трения, которые препятствуют относительному их сдвигу. Внешняя сила F непосредственно на болт не передается.
Расчет болта проводят по силе затяжки F0:
(6.14)
где К= 1,4…2 — коэффициент запаса по сдвигу деталей; f— коэффициент трения; для стальных и чугунных поверхностейf=0,15…0,20; i — число стыков (на рис. 6.30 / = 2); z—число болтов.
При затяжке болт работает на растяжение и скручивание, следовательно, Fpac4=1,3F0[см. формулу (6.11)].
Расчетный диаметр резьбы болта определяют по формуле (6.12). Допускаемое напряжение [σ]р подсчитывают так же, как в первом случае расчета.
Рис. 6.30. Схема для расчета
болтового соединения, нагруженного
сдвигающей силой F
В болтах, поставленных с зазором, сила затяжки F0 значительно больше сдвигающей силы F, что требует больших диаметров болтов или большого числа их. Так, при К= 1,5, i= 1, f=0,15 и z= 1 по формуле (6.14)
F0= 1,5F/(1 * 0,15*1) = 10F.
Для уменьшения силы затяжки болта при нагружении соединения сдвигающей силой применяют различные замки, втулки, штифты и др. (рис. 6.31). Роль болта в таких случаях сводится к обеспечению плотного соединения деталей.
Для уменьшения диаметров болтов применяют также болты для отверстий из-под развертки. Они могут быть (рис. 6.32) цилиндрическими (а) или конусными (б). Затяжка соединения гайкой предохраняет болт от выпадания, увеличивает несущую способность соединения за счет трения на стыке. Работают такие болты на срез, как штифты. Диаметр стержня болта d0 определяют из условия прочности на срез:
(6.15)
где /= 1…2 — число плоскостей среза (на рис. 6.32 /=1); Z — число болтов; [т]ср — допускаемое напряжение на срез стержня болта:
(6.16)
Рис. 6.31. Устройства для
разгрузки резьбовых деталей
от сдвигающих сил
Пример 6.3.Стальные полосы соединены с помощью двух болтов, поставленных в отверстия с зазором, и нагружены постоянной силой /•»= 2,8 кН (см. рис. 6.30). Материал болтов — сталь марки 20, класс прочности 4.6. Затяжка неконтролируемая. Определить резьбу болтов.
Рис. 6.32. Схема для расчета болтов, поставленных без зазора в отверстия из-под развертки
Случай 3. Болтовое соединение предварительно затянуто при сборке и нагружено внешней осевой растягивающей силой.Этот случай соединения часто встречается в машиностроении для крепежных крышек цилиндров (рис. 6.33, а, б), находящихся после сборки под давлением, головок блоков цилиндров ДВС, крышек подшипниковых узлов и т. п.
Обозначим: Fn— сила предварительной затяжки болта при сборке; F— внешняя растягивающая сила, приходящаяся на один болт.
Предварительная затяжка болта при сборке должна обеспечить плотность соединения и отсутствие раскрытия стыка после приложения внешней (рабочей) силы F. При действии на затянутое соединение внешней осевой растягивающей силы F детали соединения работают совместно: часть внешней силы %F дополнительно нагружает болт, остальная часть (1 —x)F— разгружает стык. Здесь % — коэффициент основной (внешней) нагрузки.
Рис. 6.33. Схема для расчета болтового соединения:
а —болт затянут, соединение не нагружено; б—болт затянут, соединение нагружено
Задача о распределении нагрузки между болтом и стыком является статически неопределимой и решается из условия совместности перемещений болта и соединяемых деталей до раскрытия стыка. Под действием внешней растягивающей силы болт дополнительно удлиняется на А/б. На то же значение Д/л = Д/б уменьшается сжатие деталей.
По закону Гука упругие удлинения (укорочения) прямо пропорциональны приращениям нагрузок, т. е.
где λб и λд — податливости соответственно болта и соединяемых деталей, численно равные изменениям длин под действием сил в 1 Н. Из курса «Сопротивления материалов» известно, что для бруса постоянного сечения λ = l/(ЕА), где l, Е, А — соответственно длина, модуль продольной упругости и площадь поперечного сечения бруса (см. [9]).
Суммарная сила, действующая на болт,
(6.17)
Для снижения дополнительной нагрузки χF на болт желательны малые значения χ для чего болт должен быть податливым (длинным и малого диаметра), а детали стыка — жесткими (массивными, без прокладок). В этом случае почти вся внешняя сила F идет на разгрузку стыка и мало нагружает болт. При большой податливости деталей и стыка (наличие толстых упругих прокладок) и малой податливости болта (короткий и большого диаметра) большая часть внешней силы F передается на болт.
Для ответственных соединений коэффициент х основной нагрузки находят экспериментально.
В приближенных расчетах принимают:
для соединений стальных и чугунных деталей без упругих прокладок Х = 0,2;
для соединений стальных и чугунных деталей с упругими прокладками (паронит, резина, картон и др.) χ= 0,3…0,4.
Формула (6.17) справедлива, пока не началось раскрытие стыка деталей и не нарушилась плотность соединения. Минимальная сила предварительной затяжки болта, обеспечивающая нераскрытие стыка деталей,
Практически предварительная затяжка болтаF0должна быть больше F0minИз условия нераскрытия стыка соединяемых деталей принимают:
(6.18)
где Кш — коэффициент запаса предварительной затяжки: при постоянной нагрузке К.ш= 1,25…2; при переменной нагрузке £,ат = 2,5…4.
При расчете болта на прочность в формуле (6.17) необходимо учесть влияние момента сопротивления в резьбе при затяжке.
Расчетная сила болтас учетом влияния скручивания при затяжке:
(6.19)
Расчетный диаметр резьбы болта определяют по формуле (6.12). Допускаемое напряжение на растяжение болта подсчитывают по формуле (6.13), назначая коэффициент запаса прочности [s]Tдля контролируемой или неконтролируемой затяжки.
Источник
Прочность является основным критерием работоспособности резьбовых соединений.
Под действием осевой силы в стержне болта (винта) возникают напряжения растяжения, в теле гайки — сжатия, в витках резьбы — смятия, среза.
Чаще всего разрушение (отказ) болтов, винтов, шпилек происходит по первому или второму витку резьбы, считая от опорного торца гайки; реже — в области сбега резьбы и в подголовочном сечении; для мелких резьб возможен срез витков.
Все стандартные болты, винты и шпильки с крупным шагом резьбы являются равнопрочными на разрыв стержня по резьбе, на срез резьбы и отрыв головки.
Поэтому расчет на прочность резьбового соединения проводят только по одному основному критерию — прочности резьбовой части стержня при растяжении:
где F0 — осевая сила, растягивающая болт (винт); [о]р — допускаемое напряжение при растяжении (см. § 6.10); Ар — расчетная площадь поперечного сечения нарезанной части болта, винта (см. сечение А — А на рис. 6.29).
Это сечение сложное по конфигурации и его площадь на 20…30 % больше площади круга диаметром dy Поэтому стандартом принята номинальная расчетная площадь Ар поперечного сечения болта (винта):
где dp — условный расчетный диаметр резьбы болта (винта):
94
где d2 — средний диаметр резьбы; d3* — внутренний диаметр резьбы болта по дну впадины (см. табл. 6.1).
Высота Н гайки определяется из условия равнопрочности ее витков резьбы на срез и стержня болта на растяжение. В соответствии с этим высота нормальных стандартных гаек (см. рис. 6.19, а):
где d — номинальный диаметр резьбы.
Длину болта, винта и шпильки выбирают в зависимости от толщины соединяемых деталей.
Остальные размеры деталей резьбового соединения (гайки, шайбы и др.) принимают, исходя из номинального диаметра d резьбы, который определяется расчетом и принимается по стандарту.
Основные случаи расчета на прочность стержня болта (винта) при различных нагружениях резьбовых соединений.
Случай I. Винт затянут силой внешняя нагрузка не действует. Примером являются винты для крепления крышек корпусов механизмов и машин (см. рис. 19.3).
В момент затягивания винт испытывает растяжение и скручивание.
Напряжение растяжения от силы F0:
Напряжение скручивания от момента Тс сил сопротивления в резьбе:
Эквивалентное напряжение в стержне по гипотезе энергии формоизменения:
* По стандарту при уточненных расчетах резьбы на прочность при определении диаметра J3pac4 учитывается верхнее отклонение es среднего диаметра d2 резьбы:
^Зрасч = ^Зтабл — 1е4
Отношение напряжений:
Приняв для метрической резьбы с крупным шагом средние значения d2 = l,ldp, |/ = 2°30′, а также/= 0,2 (при у = 30°, к/ар = 0,5. Тогда с учетом этих значений:
Таким образом болт (винт), нагруженный только силой F0 затяжки и, следовательно, работающий на совместное действие растяжения и кручения, можно рассчитывать только на одно растяжение от действия не силы затяжки F0, а увеличенной с учетом скручивания расчетной силы FpaC4 болта.
Для метрических резьб в среднем
Для трапецеидальных резьб FpaC4 = 1,25F0.
Для упорных и прямоугольных резьб Fpac4 = 1,2F0.
Минимально допустимое значение расчетного диаметра d’ резьбы болта (винта) определяют из условия прочности:
откуда
где [о]р — допускаемое напряжение при растяжении (см. § 6.10).
Проектировочный расчет: 1. При неконтролируемой затяжке требуемый коэффициент [s]T запаса прочности зависит от диаметра d резьбы болта, поэтому в начале расчета приближенно задаются номинальным диаметром d резьбы болта и по табл. 6.4 принимают [s]T.
2. В зависимости от характера резьбового соединения принимают класс прочности болта, марку стали и ее предел текучести ат (см. табл. 6.3).
Рис. 6.29. Винтовая стяжка
- 3. Вычисляют допускаемое напряжение [а]рпри растяжении стержня болта по формуле (6.9).
- 4. Определяют расчетную силу FpaC4 болта [формула (6.12)].
- 5. Находят минимально допустимое значение расчетного диаметра dp резьбы болта по формуле (6.13).
- 6. По стандарту (см. табл. 6.1) принимают диаметры резьбы d, d2 и dy По формуле (6.10) определяют расчетный диаметр dp принятой резьбы.
Проверяют условие dp > d’p.
Если в результате расчета получают диаметр d, который не лежит в ранее принятом интервале диаметров, то задаются новым значением d и расчет повторяют (метод последовательных приближений).
Приведенный выше расчет применяют также и для винтовых стяжек (рис. 6.29).
Последовательность расчета изложена в решении примера 6.2.
Пример 6.2. Винтовая стяжка имеет два резьбовых отверстия с правой и левой метрической резьбой крупного шага (см. рис. 6.29). Определить номинальный диаметр резьбы винтов, если соединение нагружено силой F0 = 20 кН. Затяжка неконтролируемая.
Решение. Проектировочный расчет.
- 1. Для резьбового соединения с неконтролируемой затяжкой по табл. 6.4 принимаем [s]T = 3, предполагая, что номинальный диаметр d резьбы находится в интервале 16…30 мм.
- 2. Для неответственного резьбового соединения по табл. 6.3 принимаем класс прочности винтов 4.6, материал винтов — сталь марки 20 с т = = 240 Н/мм2.
- 3. Допускаемое напряжение при растяжении при действии на винтовую стяжку постоянной нагрузки [формула (6.9)]:
4. Расчетная сила для винтов [формула (6.12)]:
5. Минимально допустимое значение расчетного диаметра резьбы винтов
[формула (6.13)]:
6. По табл. 6.1 принимаем резьбу М24 х 3, для которой d2 = 22,051 мм; d2 = 20,319 мм. По формуле (6.10) dp = (d2 + d3)/2 = (22,051 + 20,319)/2 = = 21,185 мм > dp = 20,3 мм.
Условие dp > dp выполняется.
Для винтов стяжки принимаем две резьбы: М24 х 3 (правая) и М24 х 3 — LH (левая).
Случай II. Болтовое соединение нагружено сдвигающей силой F.
Чаще всего в таком соединении болт ставят в отверстия деталей с зазором 1…2 мм (рис. 6.30). При затяжке болта на стыке деталей возникают силы трения, которые препятствуют их относительному сдвигу.
Внешняя сдвигающая сила /’непосредственно на болт не передается.
Необходимая сила F0 затяжки болта:
где К — 1,4…2 — коэффициент запаса по сдвигу деталей (большее значение при переменных нагрузках); / — коэффициент трения; для стальных и чугунных поверхностей f — 0,15…0,20; / — число стыков (на рис. 6.30 / = 2)’, z — число болтов.
При затяжке болт работает на растяжение и скручивание, поэтому расчетную силу FpaC4 болта определяют по формуле (6.12).
Рис. 6.30. Болтовое соединение, нагруженное сдвигающей силой F
Проектировочный расчет. Номинальный диаметр d резьбы болта определяют так же, как в первом (I) случае расчета резьбовых соединений (см. § 6.11).
Последовательность расчета изложена в решении примера 6.3.
Пример 6.3. Стальные полосы соединены с помощью двух болтов, поставленных в отверстия с зазором, и нагружены постоянной сдвигающей силой F= 2,8 кН (см. рис. 6.30). Соединение неответственное. Затяжка неконтролируемая. Определить для болтов размеры метрической резьбы с крупным шагом.
Решение. Проектировочный расчет.
- 1. Для болтового соединения с неконтролируемой затяжкой по табл. 6.4 принимаем [Дт = 3,5, предполагая, что номинальный диаметр резьбы находится в интервале 16…30 мм.
- 2. Для неответственного соединения по табл. 6.3 принимаем класс прочности болтов 4.6, материал болтов — сталь марки 20 с от = 240 Н/мм2.
- 3. Допускаемое напряжение растяжения [формула (6.9)]:
- 4. Принимаем коэффициент запаса по сдвигу листов К= 1,6 и коэффициент трения /= 0,16. Число стыков i — 2 (см. рис. 6.30).
- 5. Необходимая сила затяжки болта [формула (6.14)]:
6. Расчетная сила затяжки болта [формула (6.12)]:
Рис. 6.31. Способы разгрузки резьбовых деталей от сдвигающих сил
7. Минимально допустимое значение расчетного диаметра резьбы болта [формула (6.13)]:
По табл. 6.1 принимаем резьбу М16 х 2, для которой d2 — 14,701 мм; d2 — 13,546 мм. По формуле (6.10) dp = (d2 + d2)/2 =
- — (14,701 + 13,546)/2 = 14,123 мм > d’p =
- — 13 мм. Условие dp > d’p выполняется.
Болты с резьбой М16 х 2 пригодны.
Из решения примера 6.3 следует, что в болтах, поставленных с зазором, сила F0 затяжки значительно больше сдвигающей силы F (в примере 6.3 FQ = 2,5/гпри двух стыках соединения), что требует применения болтов больших диаметров или большего их числа.
Для уменьшения силы затяжки болта при нагружении соединения сдвигающей силой применяют различные замки, втулки, штифты и др. (рис. 6.31). Роль
Рис. 6.32. Соединения болтами, поставленными без зазора
болта (винта) в таких случаях сводится к обеспечению плотного соединения деталей.
Для уменьшения диаметров болтов применяют также болты, поставленные без зазора в отверстия из-под развертки для соединения деталей с центрированием их относительно друг друга (рис. 6.32).
Диаметр d0 гладкого стержня таких болтов на 1…2 мм больше наружного диаметра d резьбы.
Стержень болта шлифуют, а отверстия в деталях обрабатывают разверткой.
Болт устанавливают в отверстия с натягом.
Болты могут быть (см. рис. 6.32) цилиндрическими (а) или конусными (б).
Небольшая затяжка соединения гайкой предохраняет болт от выпадания и увеличивает несущую способность соединения за счет трения на стыке, которое в расчете не учитывают.
При проектировочном расчете диаметр d0 стержня болта определяют из условия прочности при срезе:
где F — внешняя сдвигающая сила; / = 1…2 — число плоскостей среза (на рис. 6.32 / = 1); z — число болтов; [т]ср — допускаемое напряжение при срезе стержня болта [формула (6.9а)].
При небольшой толщине 5 (см. рис. 6.32) соединяемых деталей выполняют проверочный расчет на смятие поверхностей контакта стержня болта с деталями (см. курс «Сопротивление материалов»).
Сравнивая нагрузочную способность болтов, нагруженных сдвигающей (поперечной) силой F, следует отметить, что 10 болтов, поставленных с зазором в отверстия деталей при коэффициенте трения / = 0,17, можно заменить одним болтом того же диаметра, юо
Рис. 6.33. Схема для расчета болтового соединения:
а — болт затянут, соединение не нагружено; б — болт затянут, соединение нагружено
поставленным без зазора (однако стоимость соединения значительно повышается из-за сложности его получения).
На практике для уменьшения числа болтов (винтов), поставленных в соединении с зазором, часто применяют разгрузочные устройства (см. рис. 6.31).
Случай III. Болтовое соединение предварительно затянуто при сборке и нагружено внешней осевой растягивающей силой. Этот случай соединения часто встречается в машиностроении при креплении крышек цилиндров (рис. 6.33), находящихся после сборки под давлением, головок блоков цилиндров ДВС, крышек подшипниковых узлов и т. п.
Обозначим: F0 — сила предварительной затяжки болта при сборке; F — внешняя растягивающая сила, приходящаяся на один болт.
Предварительная затяжка болта при сборке должна обеспечить плотность соединения и нераскрытое стыка после приложения внешней (рабочей) силы F.
При действии на затянутое соединение внешней осевой растягивающей силы F детали соединения работают совместно: часть внешней силы х/7 дополнительно нагружает болт, остальная часть (1 — %)F — разгружает стык.
Здесь % — коэффициент основной (внешней) нагрузки.
Задача о распределении нагрузки между болтами и стыком является статически неопределимой и решается из условия совместности перемещений болта и соединяемых деталей до раскрытия стыка.
Под действием внешней растягивающей силы болт дополнительно удлиняется на А/б (см. рис. 6.33, б). На то же значение А/д = = А/б уменьшается деформация сжатия деталей.
По закону Гука упругие удлинения (укорочения) прямо пропорциональны приращениям нагрузок, т. е.
где Хб и Хд — податливости соответственно болта и соединяемых деталей, численно равные изменениям длин под действием сил в 1 Н. Из курса «Сопротивление материалов» известно, что для бруса постоянного сечения
где I, Е, Л — соответственно длина, модуль продольной упругости и площадь поперечного сечения стержня (см. [11]).
Так как Д/6 = Д/д, то X6xF = — l)F, откуда
Суммарная сила, действующая на болт (см. рис. 6.33),
Для снижения дополнительной нагрузки xF на болт желательны малые значения %, для чего болт должен быть податливым (длинным и малого диаметра в ненарезанной части, см. рис. 6.15, б), а детали стыка — жесткими (массивными, без прокладок). В этом случае почти вся внешняя сила F идет на разгрузку стыка и мало нагружает болт.
При большой податливости деталей стыка (наличие толстых упругих прокладок) и малой податливости болта (короткий и большого диаметра) большая часть внешней силы F передается на болт.
Для ответственных соединений коэффициент % основной нагрузки находят экспериментально.
В приближенных расчетах принимают:
для соединений стальных и чугунных деталей без упругих прокладок х =
для соединений стальных и чугунных деталей с упругими прокладками (паронит, резина, картон и др.) % = 0,3…0,4.
Формула (6.16) справедлива до момента раскрытия стыка деталей и нарушения плотности соединения.
Минимальная сила предварительной затяжки болта, обеспечивающая нераскрытие стыка деталей,
102
Практически предварительная сила затяжки болта F0 должна быть больше F0min.
Из условия нераскрытая стыка соединяемых деталей принимают
где KydT — коэффициент запаса предварительной затяжки: при постоянной нагрузке Кзат = 1,5…2; при переменной нагрузке Кзат = 2,5…4.
При расчете болта на прочность в формуле (6.16) необходимо учесть влияние момента Тг сил сопротивления в резьбе при затяжке (см. § 6.11).
Расчетная сила болта с учетом влияния скручивания при затяжке:
Проектировочный расчет. Номинальный диаметр d резьбы болта определяют так же, как в первом случае расчета резьбовых соединений.
Последовательность расчета изложена в решении примера 6.4.
Пример 6.4. Определить размеры метрической резьбы с крупным шагом для болтов, крепящих крышку газового резервуара (см. рис. 6.33), если сила давления газа на крышку FK — 60 кН, число болтов z — 8. Нагрузка постоянная. Материал прокладок — паронит. Затяжку болтов производят динамометрическим ключом.
Решение. Проектировочный расчет.
- 1. Для резьбового соединения с контролируемой затяжкой принимаем [s]r= 2 (см. § 6.10).
- 2. Для соединения общего назначения по табл. 6.3 принимаем класс прочности болтов 5.6, материал болтов — сталь марки 35 с от = 300 Н/мм2.
- 3. Допускаемое напряжение растяжения [формула (6.9)]:
4. Нагрузка на один болт
5. Для обеспечения герметичности соединения устанавливают парони- товую прокладку, а болты затягивают с силой, обеспечивающей нераскры- тие стыка. Принимаем: Кзат — 1,5; % = 0,35 (см. § 6.11).
Сила предварительной затяжки [формула (6.17)]:
6. Расчетная сила [формула (6.18)]:
7. Минимально допустимое значение расчетного диаметра резьбы болта
[формула (6.13)]:
8. По табл. 6.1 принимаем резьбу М12 х 1,75, для которой d2 = 10,863 мм;
d3 = 9,853 мм.
По формуле (6.10) dp = (d2 + d3)/2 = (10,863 + 9,853)/2 = 10,358 мм > > d’p = 10,1 мм. Условие dp > d’p выполняется.
Болт с резьбой М12 х 1,75 пригоден.
Источник