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

жесткостей прокладки и болтов и называется к о э ф ф и ц и е н т о м

У

Qi 1 in

п

Qm

Q2 = 1+ m

Для того чтобы была обеспечена плотность соединения, необ­ ходимо выполнить условие, чтобы сила, сжимающая проклад­ ку zQ3aT, была больше силы, ее растягивающей Q2, т. е.

88

тогда нагрузка на прокладку и соединяемые детали будет

89

Случай переменной внешней нагрузки

Допустим, что внешняя нагрузка изменяется по любому асим­ метричному циклу, характеризующемуся коэффициентом несимметрии

„Qm іи

Qmax ’

где Qn,i„ и Qmax — минимальная и максимальная внешние нагрузки, действующие на болт, винт или шпильку. Тогда на основании предыдущего

Усилие затяжки Q:iaT является усилием постоянным и определя­ ется в зависимости от максимальной нагрузки, т. е. по форму­ ле (188)

Об max

Как было показано в § 16, с увеличением коэффициента не­ симметрии допускаемое напряжение увеличивается. Следователь­ но, при переменной нагрузке надо стремиться к увеличению коэффициента гй. Из формулы (193) видно, что с увеличением $т увеличивается г6. Так,

Но увеличивать ß нецелесообразно, так как нагрузка на болт (формула 189) при увеличении ß возрастет значительно больше, чем при увеличении т. Следовательно, влиять на коэффициент несимметрии гб целесообразно путем увеличения коэффициента т.

Таким образом, даже если внешняя нагрузка Q меняется по симметричному циклу, то, увеличивая tu, можно значительно увели­

90

чить коэффициент несимметрии нагрузки гб и тем самым увеличить допускаемое напряжение.

Увеличения т можно достигнуть увеличением жесткости про­ кладки (или соединяемых элементов), или уменьшением жесткости соединительных деталей. Увеличить жесткость соединяемых эле­ ментов часто не представляется возможным. Поэтому прибегают к уменьшению жесткости соединительных деталей. Однако, чтобы не ослаблять при этом резьбовую часть, применяются так назы­ ваемые «упругие болты», в которых стержень болта имеет умень­ шенный диаметр (см. рис. 54).

Уменьшение диаметра стержня не влияет на прочность болта в целом (при переменных напряжениях), так как в гладкой части стержня почти отсутствуют концентрация напряжений (они име­ ются только в местах переходов). Для гладкой части коэффи­ циенты перехода k„ и kx можно принимать значительно меньшими, чем для резьбовой части, а именно:

Jfe,= l,5-*-2, & = 1,3-* 1,6.

§ 26. РАСЧЕТ БОЛТОВ ПРИ ДЕЙСТВИИ ИЗГИБАЮЩИХ МОМЕНТОВ

Болт с костыльной головкой

Необходимость применения такого болта диктуется тем, что часто в соединяемой детали нежелательно или невозможно сверлить отверстие (см. рис. 53), а в некоторых случаях не удается поместить нормальную головку болта (см. рис. 52). Один из примеров при­ веден на рис. 53, где показано крепление двутавровой балки. В этом случае на болт действует изгибающий момент M = Qa и сосредото­ ченная сила Q. Максимальное напряжение от изгибающего момента будет

Qc,a

W

где

Напряжение от растяжения

Полное напряжение

(194)

или

91

Из формулы (194) видно, что при эксцентричном приложении на­ грузки напряжение на болт во много раз больше того, которое было бы при действии одной осевой нагрузки.

Для учета наличия напряжений кручения в нарезке диаметр болта следует определить по расчетной нагрузке

здесь величина к3„ принимается по данным табл. 17.

Изгиб при затяжке

В том случае, если торцовая поверхность головки болта или гайки не соприкасается всей своей поверхностью с соединяемой

Рис. 78. К расчету болтов под действием изги­ бающих моментов

деталью (рис. 78), точка приложения осевой силы при затяжке не будет находиться на оси болта, а будет несколько смещена, и вслед­ ствие эксцентрично приложенной нагрузки возникнет изгибающий

92