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

Далее

из (170)

имеем

3| / Л1 + а 2 ( | ) 2 < М

или

?

- у

• +

Сравнивая это выражение с формулами (163) и (164), видим,

что

Q p =

Q

Следовательно,

Кр

/ 1 + ‘* т

•

;і7і)

Подставляя значение

а2 =

3, а также значения т

и <з

в форму­

лу (171),

получим

Кр -

>

____

k

V

48 - f t g t f +

f/)

(172)

U1

Таким образом, kKp зависит лишь от параметров резьбы.

Можно принимать

деталей

р '=

8-5-10°;

для

крепёжных

для

грузовых винтов

о' = 5-5-8°;

ориентировочно

~

=

0,55.

Тогда

0,23 и

/гкр =

1,3;

для крепежных резьб tg (ß -j- [/)

для

грузовых винтов tg (ß -j- p') =

0,2

и

kKp =

1,2.

7Ивр = М кр+ М тр,

(173)

где Мтр — момент

от сил трения

в опорных поверхностях,

MTp = QRcpM lt

(174)

здесь /?ср — средний радиус опорной поверхности

гайки;

Р-] — коэффициент трения

между

опорной

поверхностью

гайки

и соединяемой

детали.

*

Следовательно,

-ИЕр ^ Q !СР tg (ft I- p') -Г R iрГ-11•

(175)

6*

t3

Т а б л и ц а 15

Характер поверхности

:ч

Чисто обработанные поверхности (наличие смазки)

0,1 0,15

Чисто обработанные поверхности н а с у х о ................

0,2

Грубо обработанные поверхности (наличие смазки)

0,2

Грубо обработанные поверхности насухо .....................

0,3

Зсж ^ [ а 1 уст I

( 1 7 7 )

Нуст ? Меж*

(178)

(179)

здесь а0 — коэффициент заделки,

винта, сжимаемого

осевой

I — расчетная свободная длина

Так,

силой.

I, принимается

в виде

для домкрата расчетная длина

I

'

-f 10

см,

где

//(, — высота

подъема

груза

в см.

круглого

сечения

равен

і — радиус

инерции,

который

для

(180)

Qp

^KpQaar 1

(181)

где kl<p принимается равным

примерно

1,3.

Усилие Q3aT

возникает вследствие

того, что к гайке пли го­

ловке винта приложен вращающий момент.

Следовательно, величина Q3.,T может быть найдена из формулы

Qa«

l\J-

(182)

Гср

tg С + '/) "Г /?срЩ

Необходимый

диаметр стержня определится

по формуле (165),

рабочего ркл — 25-:-30 кг, напряжение

в стержне соединительной

детали будет недопустимо высоко.

Это обычно имеет место

в стержнях небольшого диаметра (до

12—14 мм).

ровочной формуле

^ ~ 1 Д ] / % , -

(183)

с последующей проверкой на сложное сопротивление,

найдя по

В этом случае расчетная нагрузка будет

(184)

Qp =

^KpftsaTQ .

Диаметр стержня определится

по формуле

(165). При проверке

t==^ 7 и

(185)

М

вр

Q'

k

c

?')p

+t g

^(

ßс р +! л і

(186)

Если

принять

ориентировочно

TO

Ten'

„

__

^cp

^ 1,

0 , 2 3 ,

ix, = 0 , 1 5 ,

cp

0 , 5 5 ,

tg (ß

!- p') ^

rfT

M n^

0 M Q ' .

Во

всяком

напряженном

резьбовом

соединении

(например,

в соединении на рис. 74, 75)

соединительные детали должны обеспе­

растягиваются,

вместе с ними

расширяется

и

прокладка.

Если

растяжение

болта будет

больше

первоначального

сжатия

проклад­

a

ки, то плотность

соединения

нару­

шится. Следовательно, предвари­

тельная

затяжка

болтов

должна

быть такова,

чтобы

сжатие

про­

f i

кладки

и деталей

было больше ее

последующего

растяжения.

Таким образом, если результи­

рующая

деформация

прокладки

(сжатие) будет равна

А/,,, то

дав­

ление на болты будет равно

части

z. а

a\

■zu

«

a.

внешней нагрузки,

приходящейся на

Jarа

Jar

J a r

болты, плюс усилие, соответству­

ющее упругой деформации проклад­

ки. Чем мягче

прокладка

(меньше

жесткость),

тем

меньшее

усилие

Щ

-

требуется для затяжки болта и при

этом возникает большая возмож­

ность увеличения Д/п, а следова­

тельно, тем больше будет давление

'а

на болт *. Математические

зависи­

мости могут

быть

получены

следу­

Рис. 76. Схема,

эквивалентная

со­

ющим образом.

соединение с про­

единению

с

упругой прокладкой

Напряженное

При затяжке болтов в каждом

из

них действует

растягива­

ющее усилие Q3aT, а в прокладке

(пружине) сжимающее уси­

лие zQ3ar, где Q3âT — затяжное усилие

одного болта

и z — число

болтов.