Файл: Баренбойм, А. Б. Малорасходные фреоновые турбокомпрессоры.pdf

Срез . Как известно, при изгибе касательные напряжения от перерезывающей силы распределяются по высоте сечения неравно­ мерно. Наибольшее значение напряжения будет на нейтральной линии. Для прямоугольного сечения наибольшее значение касатель­ ного напряжения равно 3/2 среднего, где среднее напряжение опре­

Сечение, подвергающееся срезу, является прямоугольником, полученным разверткой витка. Площадь этого прямоугольника будет

для болта

для гайки

где S — шаг резьбы. Значение коэффициента £„ можно принимать

Если гайка выполнена из того же материала, что и болт, то про­ веряется на прочность резьба болта, для которой момент сопротив­ ления и площадь среза меньше, чем для гайки. Если же гайка выполняется из материала, имеющего меньший предел прочности, чем материал болта, то проверяется на прочность резьба гайки.

78

Подставляя в формулу (145) значения величин из формул (146) и (149), получим необходимое число витков из условия прочности на смятие

где [з]см есть допускаемое напряжение на смятие, величина кото­ рого выбирается из условия отсутствия смятия наружной поверх­ ности соприкасающихся витков. Для резьбы

(156)

где [з]сж — допускаемое напряжение на сжатие. Однако в тех случаях, когда гайка сопряжена с грузовым или ходовым винтом, удельное давление, равное давлению между поверхностями со­ прикасающихся витков гайки и винта, отнесенное к единице площади, выбирается из условия невыдавливания смазки. Необ­ ходимое число витков определяется в этом случае по формуле, аналогичной формуле (155)

где [р| — допускаемое удельное давление.

Г Л А В А VI

РАСЧЕТ РЕЗЬБОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

§ 23. ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ. РАСЧЕТ НЕНАПРЯЖЕННОГО СОЕДИНЕНИЯ

Как указывалось в § 18, резьбовые соединения, в зависимости от характера работы, делятся на ненапряженные соединения и на­ пряженные соединения.

Н е н а п р я ж е н н ы м с о е д и н е н и е м называется такое, в котором отсутствует усилие затяжки. Это соединение находится только под действием внешних сил, при отсутствии которых соеди­ нение свободно от напряжений. Примером ненапряженного соеди­ нения является подвеска гака (рис. 72), винтовая стяжка (рис. 73), домкрат.

В общем случае на ненапряженное соединение, кроме внешней осевой нагрузки, может действовать крутящий момент, возникаю­ щий при завинчивании под нагрузкой гайки или винта. Этот момент вызывает дополнительные касательные напряжения. Как будет видно из дальнейшего, влияние этого напряжения может быть учтено увеличением основной осевой нагрузки, а именно:

80

где Qp — расчетная осевая нагрузка на резьбовое соединение; £кр — коэффициент, учитывающий влияние кручения. Для тех

соединений, в которых не происходит завинчивания гайки или винта под нагрузкой, /гкр = 1.

Напряженное соединение характеризуется наличием предвари­ тельной затяжки, а следовательно, соединение будет находиться в напряженном состоянии даже при отсутствии внешней нагрузки.

Это соединение применяется, когда необходимо создать плотное прилегание соединяемых элементов. Примерами напряженного соединения могут служить соединения крышки с корпусом (рис. 74), фланцевое соединение (рис. 75), болтовое соединение дисковой глу­

хой муфты (см. рис. 79) и др.

Лебая резьба

Предварительное усилие затяжки нагружает соединение допол­ нительной осевой силой, величина которой зависит как от вели­ чины усилия затяжки, так и от упругости соединяемых элементов.

В общем случае расчетная осевая нагрузка будет

где Qa — действительная нагрузка на соединение с учетом затяжки

где Q — внешняя осевая нагрузка и ^ „ — коэффициент затяжки, учитывающий влияние затяжки и упругости соединяемых элемен­ тов. Следовательно,

Если напряженное соединение работает при отсутствии внешней нагрузки, что имеет место в соединениях, от которых требуется, главным образом, обеспечение плотности, то

Расчет резьбового соединения заключается в определении проч­ ных размеров стержня, а для нестандартных соединительных дета­ лен — и в расчете резьбы.

Расчет ненапряженного соединения

Внутренний диаметр резьбы стержня определится из условия прочности на растяжение или сжатие

где Qp — расчетная нагрузка,

/у — площадь сечения по внутреннему диаметру. Следовательно,

(165)

здесь dj — внутренний диаметр нарезки и [а] — допускаемое напря­ жение при осевой деформации.

Полученный диаметр должен быть округлен до стандартного размера, обусловленного ГОСТом, и сечение проверено на сложное сопротивление. Действующее в теле стержня осевое напряжение

При завинчивании гайки или винта окружное усилие, дейст­ вующее по средней окружности резьбы, будет Р — Qtg (ß f р') и соответственный крутящий момент

82