Момент завинчивания болтового соединения.

Момент завинчивания найдём из уравнения равновесия винта.

Рассмотрим взаимодействие винта и гайки, имеющих прямоугольную резьбу.

Составим уравнение моментов относительно оси винта.

Допустим, что под воздействием момента Тр происходит равномерный подъем (опускание) винта. Действие гайки заменим равномерно распределенной по рабочей поверхности витков резьбы нагрузкой g, которая вызывает распределенные силы трения gТ, препятствующие вращению винта.

Распределенную по рабочей поверхности нормальную нагрузку заменим суммарной нормальной силой, а силы трения gT - суммарной силой трения в плоскости витков.Тогда уравнения проекций сил на ось винта и моментов относительно этой оси будут иметь вид:

; ; (6.2)

; . (6.3)

Где - средний диаметр резьбы.

Верхние знаки в уравнениях (6.2) и (6.3) соответствуют подъему винта, а нижние - опусканию. В результате совместного решения уравнений (6.2) и (6.3) с учетом известной зависимости получим

- момент завинчивания.

- угол трения.

- угол подъёма резьбы

Расчет стержня болта действием осевой при затяжке болта.

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 (рис. 26.21). Из условия прочности на растяжение

(26.22)

откуда

(26.23)

где =0.6 – допускаемое напряжение при растяжении болта из углеродистой стали.

Болт затянут силой затяжки F_з, а внешняя нагрузка отсутствует (ненагруженные крышки, кронштейны и т.п.). Стержень болта испытывает совместное действие растяжения и кручения, т.е. растягивается осевой силой F₃ от затяжки болта и скручивается моментом, равным моменту сил трения в резьбе T_p (формула (26.16)), Прочность таких болтов (рис. 26.22) определяют по эквивалентному напряжению

(26.24)

где – напряжение от растяжения, определяемое по формуле (26.22) при F=F_з; – напряжение от кручения, – требуемый коэффициент запаса прочности болта, принимаемый в зависимости от материала

Расчет болтов, нагруженных поперечной нагрузкой

Расчет болтов при действии поперечной нагрузки установленных
-с зазором
-без зазора

Расчет болтовых соединений, нагруженных поперечной силой. Возможны два принципиально отличных друг от друга варианта таких соединений.

В первом варианте болт ставится с зазором и работает на растяжение. Затяжка болтового соединения силой Q создает силу трения, полностью уравновешивающую внешнюю силу F, приходящуюся на один болт, т.е., где i — число плоскостей трения; — коэффициент сцепления. Для гарантии минимальную силу затяжки, вычисленную из последней формулы, увеличивают, умножая ее на коэффициент запаса сцепления К = 1, 3... 1, 5, тогда расчетная сила для болта Q_расч= 1, 3 Q, В рассмотренном варианте соединения сила затяжки до пяти раз может превосходить внешнюю силу и поэтому диаметры болтов получаются большими. Во избежание этого нередко такие соединения разгружают установкой шпонок, штифтов и т. п.

Шпоночные соединения.

Шпоночные соединения относят к соединениям вал-втулка, которые нагружаются вращательным моментом. Под втулкой понимают ступицы таких деталей, как шкивов, зубчатых колес, звездочек, полумуфт и т. д. Шпоночные соединения - это разъемные соединения, позволяющие повторную сборку и разборку. Достоинствами шпоночных соединений являются простота конструкций, сравнительная легкость сборки и разборки. Недостатки – ослабление вала и втулки, а также необходимость подгонки элементов.ъ

Наибольшее распространение получили ненапряженные шпоночные соединения, в которых окружное усилие воспринимается боковыми поверхностями шпонок (рис. 27 а, б, в).

Рис. 27

Призматические шпонки (а, б) плотно устанавливаются в фрезерованный для них на валу паз (а - для пальцевой фрезы, б - для дисковой). Сегментные шпонки Вудруфа (б) отличаются простотой изготовления (шлифовка штампованных полудисков на магнитном столе). Для них применяются специальные дисковые фрезы.

В напряженных - клиновых шпоночных соединениях, осуществляется радиальный натяг за счет клинообразной формы шпонки, который воспринимает значительную часть окружного усилия. Однако эти шпоночные соединения создают смещение ступицы относительно оси вала, следствием чего является дисбаланс вращающихся деталей. Поэтому такие шпонки в настоящее время применяются сравнительно редко, а в точном машиностроении совершенно не используются.

Призматические и сегментные шпонки стандартизованы и подбираются по таблицам ГОСТ в зависимости от диаметра вала. Длина шпонок рассчитывается. Материал шпонок

Ст. 45, Ст. 50, для призматических шпонок - чистотянутая по профилю. Как правило, применяют лишь одну шпонку вследствие трудности пригонки нескольких (не более двух).

Предыдущая 1 234 5 6 7 8 9 10 Следующая