36
.pdf-определяем размеры швов, задаваясь некоторыми их параметрами, по основной нагрузке - изгибающему моменту Т;
-проверяем прочность швов по суммарной нагрузке.
Данный алгоритм применяем для решения задачи:
1.Расчетная схема приведена на рис.1 с указанием нагрузки и возникающих в соединении напряжений.
2. Определяем ширину b листа по условию его прочности. Для металлических конструкций принимаем запас прочности s = 1,4 (см. табл. 1 в приложении) и находим допускаемое напряжение на растяжение для материала соединяемых деталей при статической нагрузке:
[ ]p = T /s = 220/1,4 = 157 МПА.
Учитывая только основную нагрузку T, получаем выражение момента сопротивления изгибу
|
|
W = b2 6 = T / [ ]p, |
|||||||
или |
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
b |
6T |
6 8 106 |
|
160 мм. |
|||||
|
|
|
|
|
|
||||
[ ]p |
12 157 |
||||||||
|
|
|
|
С учетом нагрузки F принимаем b = 165 мм. Проверяем прочность при суммарной нагрузке:
6T |
|
F |
6 8 106 |
104 |
152 |
МПА [ ]p = 157 МПа. |
||
|
|
|
|
|
|
|
||
b2 |
|
b |
12 1652 |
12 165 |
||||
|
|
|
3. Определяем размеры швов. Принимаем длину лобового шва
lл = b = 165 мм, а катет шва k = = 12 мм. Предварительно оцениваем длину флангового шва lф только по основной нагрузке Т, используя формулу для суммарного напряжения Т в месте пересечения лобового и флангового швов
Т = T /(0,7k lфlл 0,7k lл |
2 / 6) . |
(1) |
|
При этом, согласно табл. 1 в приложении, принимаем |
|||
[ |
]= 0,6 [ ]p = 94 МПа; |
|
|
Т = 94 = 8 106 /(l |
0,7 12 165 |
0,7 12 1652 |
/ 6); |
ф |
|
|
|
из этого равенства найдем lф = 35 мм. Пусть lф = 40 мм ( исполнительный размер с учетом неполноценности шва на концах lф = 50…60 мм ).
4. Проверяем прочность швов по суммарной нагрузке, используя формулу суммарного максимального напряжения:
= Т + F [ ] . |
(2) |
60
Напряжение от нагрузки F определяем по формуле:
F = F /[0,7k(2l |
l |
Л |
)] 104 |
/[0,7 12 (2 40 165)] 5МПа; |
ф |
|
|
|
уточняем величину напряжения от нагрузки Т согласно выражению (1):
Т = 8 106 /(0,7 12 40 165 0,7 12 1652 / 6) 86 МПа,
подставляя значения напряжений от силы и момента в формулу (2) получим:
Т = 5 + 86 = 91 [ ] = 94 МПа.
Отмечаем, что по условию равнопрочности детали и соединения при действии изгибающей нагрузки как основной требуемая длина фланговых швов lф невелика и составляет около 0,25 lл , т.е. длины лобового шва.
Индивидуальное задание.
Рассчитать кронштейн и сварное соединение (см. рис.13) при F = 2 104 Н, Т = 104 Н м, нагрузка статическая, ширина листа b = 300 мм, материал листа Сталь 20 ( Т = 240 МПа). Сварка ручная газовая. Определить толщины свариваемых листов и размеры швов.
Отчет по практическому занятию.
Студент должен приобрести прочные знания по применению и конструированию неразъемных соединений, а также устойчивые навыки расчета сварных соединений деталей машин.
3.8 Занятие №8
(Модуль "Разъемные соединения")
Тема: «Расчет резьбовых соединений»
Цель занятия: Повторение и закрепление лекционного материала по разъемным соединениям, в частности, резьбовым соединениям. Выработка навыков расчетов резьбовых соединений и анализ результатов расчетов.
Продолжительность занятия: 2 часа
Вопросы для подготовки к занятию.
1)Укажите основные требования к разъемным соединениям.
2)Каковы основные типы резьб?
3)Укажите основные параметры резьб?
4)Перечислите основные типы крепежных деталей.
5)Укажите типовые случаи нагружения болта.
61
6)По каким напряжениям рассчитывают резьбу?
7)Какое напряжение является главным для крепежных и ходовых резьб?
Задача. Определить силу Fзат, которую необходимо приложить к стандартному ключу при завинчивании гайки до появления в стержне болта напряжений, равных пределу текучести Т = 200 МПа (сталь 10). Определить также напряжения смятия см и среза в резьбе. Расчет выполнить для болтов М6 и М24 и сравнить полученные результаты. Длину ручки стандартного ключа в среднем принять l = 15d, коэффициент трения в резьбе и на торце гайки f = 0,15.
D1 |
Fзат |
см |
dотв |
Fзат |
Рис.3. 14
Tзав
l
FK
Методические рекомендации по выполнению задания.
-составить расчетную схему с указанием нагрузки и напряжений, возникающих в соединении;
-собрать данные по параметрам рассчитываемых резьб;
-определить нагрузку, возникающую при затяжке болта гаечным ключом;
-вычислить напряжения, действующие в резьбе под влиянием нагрузки;
-сравнить результаты расчетов для болтов с разным диаметром резьбы. Данный алгоритм реализуем в решении задачи.
1.Расчетная схема соединения приведена на рис.2. При затяжке ключом резьбы болта и отсутствии внешней нагрузки, например для крепления герметичных крышек корпусов пищевых машин, стержень болта растягивается осе-
вой силой Fзат и закручивается моментом сил в резьбе Тр. В результате возникает сложное напряженное состояние резьбы, которая подвергается воздействию нормальных напряжений смятия и касательных среза.
2.Используя таблицы стандартов, находим необходимые для расчетов размеры (табл.3.1).
62
|
|
|
Таблица 3. 1 |
|
Размеры болта, мм |
М6 |
М24 |
|
М36 |
1 |
2 |
3 |
|
4 |
Наружный диаметр резьбы d |
6 |
24 |
|
36 |
Внутренний диаметр резьбы d1 |
4,918 |
20,752 |
|
31,670 |
Средний диаметр резьбы d2 |
5,350 |
22,051 |
|
33,402 |
Шаг резьбы p |
1 |
3 |
|
4 |
Высота профиля h |
0,541 |
1,624 |
|
2,165 |
Высота гайки H |
5 |
19 |
|
29 |
Наружный диаметр опорного |
|
|
|
|
торца гайки D1 |
9,5 |
34 |
|
52 |
Число витков гайки z |
5 |
6,35 |
|
7 |
Угол подъема резьбы |
3 24 |
2 30 |
|
2 12 |
3. Под влиянием нагрузки в резьбе возникает сложное напряженное состояние, и прочность болта определяют по эквивалентному напряжению, которое рассчитывают по формуле
|
|
|
эк |
1,3F /[( / 4)d |
2 ] . |
|
|
|
|
|
ЗАТ |
1 |
|
Из этой формулы выражаем силу затяжки FЗАТ , при которой эквивалент- |
||||||
ное напряжение в стержне болта равно по условию |
Т , тогда для болта М6 |
|||||
имеем: |
|
|
|
|
|
|
F |
d 2 |
ЭК |
/(4 1,3) |
3,14 4,92 200 /(4 1,3) 2900 Н . |
||
ЗАТ |
1 |
|
|
|
|
4. Момент завинчивания определяем по формуле
|
|
TЗАВ |
0,5 FЗАТ d2[(DСР / d2 ) f |
tg( |
)]. |
|||
T |
0,5 2900 5,35[(8 / 5,35) |
0,15 tg(3 24/ |
9 50/ )] |
1740 1760 3500 H мм. |
||||
ЗАВ |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Здесь принято, что диаметр отверстия в соединяемых деталях |
|||||||
|
|
dотв |
d |
0,5 |
6,5 мм; |
|
|
|
средний диаметр торца гайки определен по формуле |
|
|||||||
|
|
Dср |
D1 |
dотв |
0,5(9,5 6,5) |
8 мм; |
|
|
приведенный коэффициент трения в резьбе fпр |
выражен через действительный |
|||||||
коэффициент трения в резьбе f по формуле |
|
|
||||||
|
|
fпр = f /cos |
=0,15/cos 30 = 0,173; |
|
||||
угол |
= |
, т.е. половине угла профиля резьбы =60 для метрических резьб; |
||||||
угол трения в резьбе |
= arctg fпр = 9 50 . |
|
|
63
5. Силу FK , приложенную к ключу с длиной рукоятки l = 15d, определя-
ем |
по |
формуле |
FK |
TЗАВ / l 3500 /15,6 39 Н |
(выигрыш в силе |
||
FЗАТ |
/ FK |
2900 / 39 |
74 раза). |
|
|
|
|
|
6. Напряжения в резьбе при F |
FЗАТ вычисляем по формулам: |
|||||
- напряжение смятия |
|
|
|
|
|
||
|
см |
F /( d2 h z) |
2900 /(3,14 5,35 0,54 5) |
64 мм; |
|||
- напряжение среза |
|
|
|
|
|
||
|
|
F /( d1 HKKm ) |
2900 /(3,14 |
4,9 5 0,87 |
0,6) |
72 мм. |
Здесь принято, что коэффициент полноты резьбы К 0,87 для треугольных резьб; коэффициент неравномерности нагрузки по виткам резьбы Кm= 0,6.
Результаты расчетов для болтов М6 и М24 приведены в табл.2.
|
|
|
|
Таблица 3.2 |
Силовые параметры при затяжке бол- |
|
Болт |
||
тов до напряжения в стержне болта |
|
|
|
|
М6 |
|
М24 |
||
|
|
|
||
эк = 200МПа (сталь 10) |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Сила затяжки Fзат, Н |
|
2900 |
|
51425 |
Момент завинчивания Тзав, Н м |
3,5 |
|
239 |
|
Сила на ключе Fк, Н |
|
39 |
|
664 |
Выигрыш в силе Fзат /Fк |
|
74 |
|
77 |
Напряжения смятия в резьбе |
cм , МПа |
64 |
|
70 |
Напряжения среза в резьбе |
, МПа |
72 |
|
79 |
|
|
|
|
|
Сравнение результатов расчетов позволяет отметить, что резьбу болтов малого диаметра, например М6, можно легко разрушить, т.к. человек может приложить к ключу силу Fк до 200 Н, а нагрузочная способность болта большого диаметра, например М24, трудно использовать полностью. Напряжения смятия в резьбе меньше, чем напряжения среза.
Индивидуальное задание.
Решить задачу аналогичную рассмотренной выше. Расчеты провести для болта М36. Параметры резьбы приведены в таблице 1 строка 4.
Отчет по практическому занятию.
Студент должен приобрести прочные знания по устройству и конструированию разъемных соединений, а также устойчивые навыки расчета резьбовых соединений деталей машин.
64
3.9 Занятие №9
(Модуль "Валы, опоры и муфты")
Тема: «Расчет валов на выносливость»
Цель занятия: Закрепление лекционного материала по расчетам валов и выработка навыков проведения расчета вала на выносливость.
Продолжительность занятия: 2 часа
Вопросы для подготовки к занятию:
1)Почему расчет вала разделяют на два этапа: проектный и проверочный?
2)Каковы задачи проектного расчета валов?
3)Как составляют расчетную схему вала при проверочном расчете?
4)Почему вал рассчитывают на усталость даже при постоянной нагрузке?
5)Какие факторы влияют при определении запаса сопротивления усталости вала, и по каким напряжениям его рассчитывают?
6)Каковы задачи проверочного расчета вала на статическую прочность и жесткость вала?
Задача. Выполнить проверочный расчет вала и его опор (см. рис.15): Т = 645 Н м, n = 200 мин-1 , ширина шестерни – 100 мм, ее диаметр d1 = 200 мм (z = 40, m = 5), = 8 ; на выходном конце вала установлена упругая пальцевая муфта; материал вала - сталь 45, улучшенная, в = 750 МПа, T = 450 МПа. Срок службы длительный, нагрузка близка к постоянной, допускается двухкратная кратковременная перегрузка.
2 |
3 |
4 |
1
D
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
l2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
l |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
a |
|
|
|
b |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
1 |
c |
|
|
|
|
T |
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
l |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1,3 - подшипники; 2 - шестерня; 4 - полумуфта.
Рис. 3.15
65
Методические рекомендации по выполнению.
-провести анализ конструкции вала;
-выполнить силовой расчет зацепления;
-составить расчетную схему вала;
-определить реакции опор и построить эпюры изгибающих и крутящих моментов;
-определить запасы прочности в опасных сечения вала;
-проверить статическую прочность вала при перегрузках. Данный алгоритм реализуем в следующем решении задачи:
1.В результате проектного расчета вала разработана его конструкция и
оценены размеры: диаметр в месте посадки шестерни d ш = 65 мм; диаметр в месте посадки подшипников d п = d ш – 5 =60 мм; диаметр в месте посадки муф-
ты d м = d п – 5 =55 мм; l = 160 мм; а = b = 80 мм ; с = 170 мм; D = 140 мм (см. рис. 3).
2. Определяем допускаемую радиальную нагрузку на выходном конце вала, полагая, что редуктор может быть использован как редуктор общего на-
значения: Fм 250T 250645 6350 H .
Вычисляем силы в зацеплении по формулам:
- |
окружная F |
2T / d |
1 |
2 645 103 / 200 6450 H; |
|||
|
|
t |
|
|
|
|
|
- |
осевая |
Fa |
Ft |
tg |
|
6450 0,1450 900 H; |
|
- радиальная F |
Ft |
tg |
|
/ cos |
6450 0,364 / 0,9903 4200 H. |
3. Составляем расчетную схему вала (см. рис. 4). Учитывая наклон зуба шестерни и направление момента Т, левую опору заменяем шарнирнонеподвижной, а правую – шарнирно-подвижной опорами. Расчетные нагрузки считаем сосредоточенными. Вал нагружен силами: окружной, осевой и радиальной, которые прикладываем на расстоянии радиуса делительной окружности шестерни d1/2. Вал также нагружен крутящим моментом на полумуфте Т. Направление окружной силы на полумуфте Fм выбирают так, чтобы она увеличивала напряжения и деформации от окружной силы Ft (худший случай).
На рис. 4б, г силы в зацеплении приведены к оси вала и изображены раздельно в вертикальной и горизонтальной плоскостях. При этом возникают пары
сил, равные T = 0,5 Ft d1 и момент М = 0,5 Fa d1.
4. Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (см. рис. 16,в,д,е). Рассмотрим реакции от сил Fr и Fa, действующих в вертикальной плоскости. Сумма проекций имеет вид:
Fr RyA RyB ; Fa RxA .
Сумма моментов относительно левой опоры RyB l Fr l / 2 Fa d1 / 2 . При этом RyB Fr / 2 Fa d1 /(2l);
66
|
|
Fr |
|
|
|
|
|
|
|
|
y |
|
|
|
|
|
|
|
Fм |
|
|
|
Ft |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Fa |
d1/2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
A |
I |
B II |
|
|
|
|
|
||
а) |
|
|
|
|
|
|
|
x |
|
|
|
|
|
|
I |
II |
|
|
Т |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Т |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Z |
a |
|
|
b |
c |
|
|
|
|
|
|
а |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
l |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Вертикальная плоскость |
|
|
|
|
|
|
RyA |
|
Fr |
|
|
RyB |
|
|
|
|
|
|
RxA |
|
|
Fa |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
б) |
|
|
Ma |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
Fr(ab)/l |
|
|
|
|
|
|
|
в) |
|
|
Ma a/l |
|
|
|
Tz, H |
мм |
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
Ma b/l |
|
Горизонтальная плоскость |
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
RzA |
|
Ft |
|
|
RzB |
|
|
|
|
|
г) |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Т |
|
|
|
|
|
Fм |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Т |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Ft(ab)/l |
|
|
|
|
|
|
д) |
|
|
|
|
|
Fмc |
|
Ty, H |
мм |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
Fм (ca)/l |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
е) |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Tк, H |
мм |
|
|
|
|
|
|
Рис. 3.16 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
67 |
|
|
|
|
|
RyB 1200 |
450 200 /160 600 H. |
RyA Fr |
RyB 1800 H . |
Реакции от сил Ft и Fm , действующих в горизонтальной плоскости
RzA |
RzB |
Ft |
Fm ; RzB l Ft l / 2 Fm (c l); |
|
RzB |
Ft |
/ 2 |
Fm (c / l |
1); |
RzB |
3225 |
6350(170 /160 1) 9867 H; |
||
RzA |
Ft |
F RzB ; |
|
|
RzA 6450 |
6350 |
9867 |
9967 H. |
5. Определяем запасы сопротивления усталости в опасных сечениях по формулам:
-при совместном действии напряжений кручения и изгиба запас сопротивления усталости выражается равенством:
|
s |
s s |
/ |
s 2 |
s 2 |
s 1,5, |
||
|
(3) |
|
|
|
|
|
|
|
где |
s |
1 /[ a |
k |
/(kd kF ) |
m ] |
- запас сопротивления |
||
усталости только изгибу; |
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
(4) |
|
s |
1 /[ a |
k /(kd kF ) |
|
m ] |
– запас сопротивления |
||
усталости только кручению. |
|
|
|
|||||
|
В этих формулах |
а и |
а |
– амплитуды переменных составляющих цик- |
||||
лов напряжений, а |
m и |
m |
постоянные составляющие. Принимаем циклы на- |
пряжений симметричный для изгиба и от нулевой для кручения. Согласно этому условию:
m |
0; |
a |
M /(0,1 d 3 ); |
|
|
||
m |
a |
0,5 |
0,5T /(0,2d 3 ); |
|
|
||
(5) |
|
|
|
и – коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжения на сопротивление усталости (см. табл. 2 в приложение);
-1 и -1 – пределы выносливости, определяемые по формулам:
-1= (0,4…0,5) в, |
|
-1 = (0,2…0,3) в , |
(6) |
в = (0,55…0,65) |
в; |
kd и kF – масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности (см. табл. 3 и 4 в приложение);
68
kи k – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении (см. табл. 5 в приложении).
Просчитываем два предполагаемых опасных сечения (см. рис. 4,а): сечение -под шестерней, ослабленное шпоночным пазом, в сечение -рядом с подшипником, ослабленное галтелью. Для первого сечения изгибающий момент
M |
(R |
yA |
a)2 |
(R a)2 |
|
|
|
(1800 80)2 |
(9967 80)2 |
810 103 H мм. |
|
|||||||||||||
|
|
|
|
zA |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Крутящий момент |
T |
645 103 |
Н мм. |
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||
Напряжение изгиба |
|
и |
М /W |
810 103 /(0,1 653 ) |
29,5 МПа. |
|
||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
и |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Напряжение кручения |
|
|
|
T /W |
p |
|
645 103 /(0,2 652 ) 12 МПа. |
|
||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
По формулам (6) вычисляем пределы выносливости |
|
|
|
|
|||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
-1= 0,4 |
|
в = 0,4 |
750 =300 МПа; |
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
-1 = 0,2 |
|
в = 0,2 750 = 150 МПа; |
|
|
|
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
в = 0,55 |
|
в = 0,55 |
750 = 412 МПа. |
|
|
|
|||||||||||
По табл. |
5 в приложении для шпоночного паза k |
1,7; k |
1,4 . |
|
|
|||||||||||||||||||
По табл. |
3 и 4 в приложении для шлифованного вала kd = 0,72; kF =1. |
|
||||||||||||||||||||||
По формулам |
(4) с учетом |
(5), принимая по табл. |
2 |
в приложении |
= 0,1, |
|||||||||||||||||||
|
= 0,05, находим: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
s |
300 |
0,72 /(1,7 |
29,5) |
4,3; |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
s |
150 /(1,4 |
6 / 0,72 |
|
0,05 6) |
12,7. |
|
|
|
|
|
|
||||||||||
По формуле (3), |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
s |
4,3 12,7 / |
4,32 |
12,72 |
|
4 |
[s] =1,5. |
|
|
|
|
|
||||||||||
Для второго сечения изгибающий момент |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||
|
|
|
M |
Fm c = 6350 |
170 =1080 |
103 H |
мм; крутящий момент |
|
||||||||||||||||
|
|
|
T |
645 103 |
Н мм; |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
и |
1080 103 /(0,1 553 ) |
|
65 МПа. |
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
645 103 /(0,2 552 ) |
|
19,5 МПа. |
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
|
Принимая r галтели равным |
2 мм; |
r/d |
0,04 |
и находим k = 2; k |
= 1,6 |
||||||||||||||||||
(см. табл. |
5 в приложении): |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
s |
300 |
0,72 |
|
|
1,66; |
|
s |
|
|
|
|
150 |
|
|
13,2; |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
2 |
65 |
|
|
|
|
1,4 |
9,75/(0,72 |
0,05 |
9,75) |
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
69