- •Часть 1. Основы расчета
- •Глава 1
- •§ 1 Общие сведения о деталях и узлах машин и основные требования к ним
- •§ 2. Прочностная надежность деталей машин (методы оценки)
- •§ 3. Износостойкость деталей машин
- •§ 4. Жесткость деталей машин
- •§ 5. Стадии конструирования машин
- •Глава 2
- •§ 1. Машиностроительные материалы
- •§ 2. Точность изготовления деталей
- •Часть 2. Передаточные механизмы
- •Глава 3
- •§ 1. Ремни и шкивы
- •§ 2. Усилия и напряжения в ремне
- •§ 3. Кинематика и геометрия передач
- •§ 4. Тяговая способность и кпд передач
- •§ 5. Расчет и проектирование передач
- •§ 6. Передачи зубчатыми ремнями
- •Глава 4
- •§ 1. Виды механизмов и их назначение
- •§ 2. Кинематика и кпд передач
- •§ 3. Расчет передач
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Кинематика зубчатых передач
- •§ 3. Элементы теории зацепления передач
- •11 Г. Б. Иосилевич и др.
- •§ 5. Геометрический расчет эвольвентных прямозубых передач
- •§ 6. Особенности геометрии косозубых и шевронных колес
- •§ 7. Особенности геометрии конических колес
- •§ 8. Передачи с зацеплением новикова
- •§ 9. Усилия в зацеплении
- •§ 10. Расчетные нагрузки
- •§ 11. Виды повреждений передач
- •§ 12. Расчет зубьев на прочность при изгибе
- •§ 13. Расчет на контактную прочность активных поверхностей зубьев
- •§ 14. Материалы, термообработка и допускаемые напряжения для зубчатых колес
- •§ 15. Особенности расчета и проектирования планетарных передач
- •§ 16. Конструкции зубчатых колес
- •Глава 21 гиперболоидные передачи
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Геометрический расчет передачи
- •§ 3. Кинематика и кпд передачи.
- •§ 4. Расчет на прочность червячных передач
- •§ 5. Материалы, допускаемые напряжения и конструкции деталей передачи
- •Глава 22
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Кинематические характеристики и кпд передачи
- •§ 3. Расчет несущей способности элементов передачи
- •Глава 23
- •§ 1. Цепи и звездочки
- •§ 2. Кинематика и быстроходность передач
- •§ 3. Усилия в передаче
- •§ 4. Расчет цепных передач
- •§ 5. Особенности конструирования и эксплуатации передач
- •Часть 3. Валы, муфты, опоры и корпуса
- •Глава 24
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Конструкции и материалы валов и осей
- •§ 3. Расчет прямых валов на прочность и жесткость
- •§ 4. Подбор гибких валов
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Нерасцепляемые муфты
- •§ 3. Сцепные управляемые
- •Глава 26
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Особенности работы подшипников
- •§ 3. Конструкции и виды повреждений подшипников
- •§ 4. Нагрузочная способность подшипников скольжения
- •Глава 27 подшипники качения
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Кинематика и динамика подшипников
- •1'Нс. 27.4. План скоростей в Рис. 27.5. Контактные напряжения и план скоростей в радиально-упорном подшипнике
- •§ 3. Несущая способность подшипников
- •§ 4. Выбор подшипников
- •§ 5. Конструкции подшипниковых узлов
- •Детали корпусов, уплотнения, смазочные материалы и устройства
- •§ 1. Детали корпусов
- •§ 2. Уплотнения и устройства для уплотнения
- •I'm. 28.2. Конструктивные формы прокладок:
- •§ 3. Смазочные материалы и устройства
- •Часть 4. Соединения деталей (узлов) машин и упругие элементы
- •§ I. Сварные соединения
- •§ 2. Проектирование и расчет соединений при постоянных нагрузках
- •§ 3. Расчет на прочность сварных соединений при переменных нагрузках
- •§ 4. Паяные соединения
- •§ 5. Клеевые соединения
- •Глава 30 заклепочные соединения
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Расчет соединений при симметричном нагружении
- •§ 3. Расчет соединений
- •Глава 31
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Расчет соединений
- •Глава 32
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Особенности работы резьбовых соединений
- •§ 3. Виды разрушений и основные расчетные случаи
- •§ 4. Особенности расчета групповых (многоболтовых) соединений
- •Глава 33
- •§ 1. Шпоночные соединения
- •§ 2, Шлицевые соединения
- •§ 3. Профильные соединения
- •§ 4. Штифтовые соединения
- •Глава 34
- •§ 2. Расчет витых цилиндрических пружин сжатия и растяжения
- •§ 3. Резиновые упругие элементы
- •Глава 35
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Общие принципы построения систем автоматизированного проектирования
- •§ 3. Структура математической модели
- •§ 4. Цели и методы оптимизации
- •Глава 36
- •§ 1. Расчет вала минимальной массы
- •§ 2. Расчет многоступенчатого редуктора минимальных размеров
§ 3. Виды разрушений и основные расчетные случаи
Опыт эксплуатации показывает, что разрушение соединений (при статических и переменных нагрузках) происходит, как правило, из-за разрушения болтов и шпилек по резьбовой части. Реже встречаются разрушения болтов под головкой и срез витков резьбы в гайке (корпусе) и на болте (шпильке).
Для обеспечения надежной работы соединений их расчет и проектирование проводят, как обычно, в три этапа:
1) предварительный расчет и определение диаметра резьбы болта (шпильки);
2) конструирование соединения;
3) проверка прочности (оценка надежности) соединения.
Предварительный расчет. Можно указать следующие случаинагружения резьбовых соединений, наиболее часто встречающиеся на практике (рис. 32.16).
1. Болт (шпилька) установлен в отверстие корпусных деталей с зазором и затянут. Соединение нагружено внешней продольной силой F (см. рис. 32.16, а). Полагают, что вся внешняя нагрузка воспринимается болтом. Тогда в наименьшем сечении стержня болта по внутреннему диаметру резьбы будут действовать растягивающие напряжения
Таблица 32.3. Отношение т для резьбовых соединений (d — наружный диаметр резьбы)
Постоянная нагрузка Переменная нагрузка
Сталь от 0 до max
d=6 / 16MM d= 16 / 30 мм d=6 / 16мм d= 16 / 30 мм
Углеродистая 0,20-0,25 0,25-0,40 0,08-0,12 0,12
Легированная 0,15-0,20 0,20-0,30 0,10-0,15 0,15
Касательные напряжения в стержне болта от затяжки обычно снимаются при действии внешней нагрузки благодаря раскручиванию стержня. Поэтому условие прочности стержня болта по допускаемым напряжениям Из этого условия и равенства (32.11) внутренний диаметр резьбы болта по заданному внешнему усилию можно найти по формуле
(32.12)
В табл. 32.3 приведены величины допускаемых напряжений в долях от предела текучести материала болта, а в табл. 32.4 даны значения для резьб различных диаметров.
2. Болт установлен в отверстие соединяемых деталей без зазора (рис. 32.16, б), и соединение нагружено поперечной силой. Разрушение его может произойти (подобно заклепке) в результате среза болта в сечении стыка деталей'.
Условие прочности стержня болта по допускаемым напряжениям имеет вид
где [] — допускаемое напряжение на срез МПа; (0,2 /0,3) (— предел текучести материала болта, см. табл. 32.1);dc — диаметр стержня болта.
Диаметр стержня болта определяют из этого условия по формуле
Таблица 32.4. Соотношение величины наружного диаметра d, шага Р и внутреннего диаметра резьбы по ГОСТ 8724-81 (размеры в мм)
-
d
P
d
P
5
6
0,8
1,0
4,018
4,773
18
1,0
1,5
2,0
2,5
16,773
16,160
15,546
14,932
8
1,0
1,25
6,773
6,466
10
1,0
1,25
1,5
8,773
8,466
8,160
20
1,0
1,5
2,0
2,5
18,773
18,160
17,546
16,932
12
1,0
1,25
1,5
1,75
10,773
10,466
10,160
9,853
14
1,0
1,5
2,0
12,773
12,160
11,546
24
1,0
1,5
2,0
3,0
22,773
22,160
21,546
20,319
16
1,0
1,5
2,0
14,773
14,160
13,546
Область применения таких соединений ограничена в основном соединениями тонколистовых конструкций (авиа-, судостроение и др.) по технологическим соображениям. Сложность изготовления беззазорного соединения в условиях производства вынуждает устанавливать болты с небольшим натягом (до 0,015 dQ), что существенно удорожает сборку соединений.
3. Болт установлен в отверстие соединяемых деталей с зазором (рис. 32.16, в). Соединение нагружено поперечной силой. Взаимная неподвижность деталей соединения может быть обеспечена силами трения на стыке, а для этого на стыке должны быть нормальные усилия от затяжки.
Условие взаимной неподвижности деталей соединения
(32.14)
где FTp — сила трения;
(32.15)
— сила затяжки соединения; f—коэффициент трения на стыке деталей;f = 0,1 /0,2 - для необработанных стыков.
Усилие вызывает в сечении болта по внутреннему диаметру резьбы напряжения растяжения и кручения (см. с. 507) и условие прочности болта по допускаемым напряжениям примет вид
(32.16)
С учетом условий (32.14) — (32.16) диаметр резьбы на стержне болта
(32.17)
Проверочный расчет. Расчет выполняют для соединений, работающих при переменной внешней растягивающей нагрузке, вызывающей разрушение болтов.
Запас прочности резьбового соединения по переменным напряжениям
(32.18)
где — амплитуда напряжений, вычисляется по формуле (32.8);- предел выносливости резьбового соединения(табл. 32.5);
Таблица 32.5. Значения для болтовых соединений ври
-
Болт и гайка из стали (сплава)
МПа
МПа
Резьба нарезана
Резьба накатана
35
45
38ХА
30ХГСА
40Х2НМА
ВТ-3
ВТ16
500-600
900-950
1000-1200
1200-1300
1600-1700
1100-1200
1150-1250
200
250
300
300
450
350
350
45/55
50/60
55/80
65/75
80/100
45/60
45/60
55/65
65/75
75/85
75/85
95/110
40/60
50/70
здесь — предел выносливости гладкого стандартного образца (из материала болта) при растяжении;- коэффициент, учитывающий влияние масштабного эффекта:
Резьба……………. М 6 М8 М10 М12-М24
……………. 1 0,75 0,7 0,65
—эффективный коэффициент концентрации напряжений;
В этом соотношении: q — коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений; — теоретический коэффициент концентрации напряжений.
Отметим, что в зависимости (32.18) среднее напряжение не учитывается, так как экспериментально установлена независимость предела выносливости резьбовых соединений от величины среднего напряжения при Значения пределов выносливости соединений для некоторых распространенных материалов болтов даны в табл. 32.5.