- •Особенности геометрии косозубых, шевронных и конических передач
- •1.3. Особенности геометрии конических колес
- •Усилия в зацеплении зубчатых передач
- •1. Расчет зубьев на прочность при изгибе
- •Тема 2. Червячные передачи
- •2.1. Общие сведения. Геометрические и кинематические особенности червячных передач
- •2.2. Усилия в зацеплении. Расчет зубьев колес. Тепловой расчет червячных передач
- •Тепловой расчет и охлаждение червячных передач
- •Общие сведения. Ремни. Шкивы
- •Конструкции ремней и шкивов
- •3.2. Скольжение ремня. Кинематические и геометрические параметры передачи
- •3.3. Усилия и напряжения в ремнях. Тяговая способность и кпд передачи
- •Главные критерии работоспособности передачи
- •Цепные передачи Усилия в элементах передачи. Расчет передачи
- •5.1. Валы и оси. Классификация. Расчет на прочность. Материалы
- •5.2. Опоры валов и осей.
- •5.3. Динамическая грузоподъемность подшипников качения.
- •5.4. Муфты механических приводов.
- •5.5. Муфты общего назначения. Особенности расчета
- •5.6. Предохранительные муфты
- •Тема 6. Соединения деталей и уздов машин
- •6.1. Сварные соединения.
- •6.2. Расчет на прочность и проектирование
- •6.3. Соединения пайкой и склеиванием
- •6.4. Соединения типа "вал - ступица":
- •6.4.1. Шпоночные соединения
- •6.4.2. Шлицевые соединения
- •6.4.3. Профильные соединения
- •6.4.4. Штифтовые соединения
- •6.5. Резьбовые соединения
- •6.5.1. Крепежные детали и стопорящие устройства
- •6.5.2. Резьба и ее параметры
- •6.5.3. Силовые зависимости в резьбовом соединении
- •6.5.5. Расчет резьбовых соединений на прочность
- •6.5.6. Расчет резьбовых соединений
6.5.3. Силовые зависимости в резьбовом соединении
Надежность резьбового соединения оценивается легкостью сборки (легкостью затяжки гайки или болта) и сохранностью затяжки (самоторможением).
При завинчивании гайки надо преодолеть момент сопротивления затяжки Т3 = Tр + Tт, где Tр – момент сил трения в резьбе; Тт – момент сил трения на опорном торце гайки. Для определения Тр и Тт необходимо установить зависимость между силами, возникающими в винтовой паре при завинчивании.
Развернем среднюю винтовую линию резьбы на плоскость, а гайку представим в виде ползуна (рис. 6.19 а).
Рис. 6.19
При подъеме ползуна по наклонной плоскости (это соответствует завинчиванию гайки) сила F взаимодействия наклонной плоскости с движущимся ползуном представляет собой равнодействующую нормальной силы и силы трения. Из схемы сил, действующих на ползун (рис. 6.19 б),
где– приведенный угол трения;
С увеличением и уменьшением φ коэффициент полезного действия возрастает. Для самотормозящейся винтовой пары, где . Так как большинство винтовых механизмов самотормозящие, то их КПД меньше 0.5.
6.5.5. Расчет резьбовых соединений на прочность
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).
где– напряжение от растяжения, определяемое по формуле (6.22) при F=Fз; – напряжение от кручения, – требуемый коэффициент запаса прочности болта, принимаемый в зависимости от материала
болта, характера нагрузки и диаметра болта.
Для стандартных метрических резьб, т. е. расчет болта на совместное действие растяжения и кручения можно заменить расчетом на растяжение, но по увеличенной в 1,3 раза силе Fр. Для метрических резьб
(6.25)
Расчетный диаметр резьбы болта определяют по формуле (6.23), принимая
F = FP.
Болтовое соединение нагружено силами, сдвигающими детали в стыке. Условием надежности соединения является отсутствие сдвига деталей в стыке.
В соединении с зазором (рис. 6.23 а) болт устанавливают с предварительной затяжкой. Внешняя сила F непосредственно на болт не передается, поэтому его рассчитывают на растяжение по силе затяжки Fз.
Рис. 6.23
Во избежание сдвига деталей при наличии зазора сила трения на поверхностях стыка должна быть не меньше внешней сдвигающей силы F:
где i – число стыков в соединении; f – коэффициент трения; K – коэффициент запаса (К = 1.3 – 1.5 при статической и К =
= 1.8 – 2.0 при переменной нагрузке); Z – число болтов в соединении.
Болт в этом случае рассчитывают по силе затяжки
При установке болта без зазора (рис. 6.23 б) предварительная затяжка не требуется. Болт испытывает срез и смятие. Стержень болта рассчитывают на срез, а при тонких деталях – и на смятие. Условия прочности:
где–соответственно расчетное и допускаемое напряжения для материала болта на срез, = (0.2 – 0.3); do – диаметр ненарезанной части болта;–соответственно расчетное и наименьшее допускаемое напряжения смятия (для материала болта или детали),= (0.8 – 1.0); S–наименьшая толщина детали.
Болт затянут, а внешняя нагрузка стремится раскрыть стык (болты для крепления крышек резервуаров для газа и жидкости, нагруженные давлением выше атмосферного, крепления цилиндров, насосов, станин к фундаментам и др.). Затяжка болтов должна обеспечить герметичность соединения или нераскрытие стыка (не допустить появления зазора) под нагрузкой. Эта задача решается с учетом деформации деталей соединения.
Внешняя нагрузка (R – равнодействующая нагрузки; Z – число болтов) вызывает удлинение болта на (рис. 6.24), а деформация деталей уменьшается на ту же величину. Нагрузка со стороны деталей на болт также уменьшится. Именно поэтому считают, что болт воспринимает часть внешней нагрузки .
Суммарная нагрузка на затянутый болт
где – коэффициент внешней нагрузки, показывающий, какая часть внешней нагрузки воспринимается болтом (учитывает податливость болта и соединяемых деталей).
67
Величина– определяется по условию равенства дополнительных деформаций болта и деталей
где– коэффициенты податливости соответственно болта и деталей, численно равные изменению их длины при действии силы, равной 1 H.
Из равенства (6.30) следует
Точный расчет коэффициента сложен, а так как на практике величину затяжки болтов в большинстве случаев не контролируют, то смысл точного расчета теряется. При приближенных расчетах принимают: для соединений стальных и чугунных деталей без упругих прокладок = 0.2 – 0.3; для соединения тех же деталей, но с упругими прокладками (резина, полиэтилен, асбест, паронит и др.) = 0.4 – 0.5.
Предварительная затяжка болта Fз должна быть больше минимальной силы предварительной затяжки болта . Из условия сохранения плотности стыка соединяемых деталей (невозможности образования зазора) принимают
где Kз – коэффициент запаса предварительной затяжки: при посто-
янной нагрузке Kз = 1.25 – 2.0; при переменной Кз = 2.5 – 4.
При расчете на прочность, если возможна последующая затяжка болта, его рассчитывают по расчетной нагрузке Fр с учетом кручения: