Файл: Заплетохин, В. А. Соединения деталей приборов [пособие].pdf

Если бы болты и фланцы под действием Qcp не деформировались,

были абсолютно жесткими, то величина предварительного затяга не уменьшилась бы. Это означает, что при изменении величины рабоче­

Однако вследствие упругости элементов соединения с увеличением Qcp болты получают дополнительное удлинение; удельное давление

на прокладке, следовательно, уменьшается, так как уменьшается уси­ лие взаимодействия прокладки с фланцами Qn (реакция прокладки).

Изменение величины реакции прокладки на диаграмме изображается прямой (?п = ф1 (<?ср), наклоненной под углом |3 к горизонтальной ли­ нии Q3 = const. А изменение нагрузки на болты Qe от суммарного

действия давления среды и реакции прокладки изображается прямой Q&= ф2 ((?ср)) наклоненной к прямой Q3 =conts под углом а.

Угол наклона прямой (?б = ф 2 (<? ср) характеризует жесткость эле­

ментов соединения, поэтому тангенс угла а называют коэффициен­ том жесткости соединения:

tga = Tf).

Коэффициент жесткости ц зависит от жесткостей болтов Сб, про­ кладки Сп и фланцев Сф и определяется по формуле

_ 1_

т) = ______ £п______ .

_1_ j _ j _

с6 + сф+ сп

82

Определение' rj расчетным путем методами, предложенными раз­ личными авторами, приводит к разным числовым значениям для од­ ной и той же расчетной схемы. Эта задача требует дальнейшей раз­ работки, поэтому в расчетах напряженных соединений следует поль­ зоваться значениями tj, полученными опытным путем. В табл. 2 даны значения коэффициентов жесткости для соединений с различными прокладками. Чем мягче материал прокладки, тем больше значения ц; для металлических прокладок и беспрокладочпых соединений

ц =0.

На диаграмме расстояние по вертикали, ограниченное наклонны­ ми прямыми <?п= ф1 (<?ср) и Qe— Ф2 (С?ср)7 соответствует величине приложенного усилия Qcp . Для определения полного усилия, дейст­

вующего на болты, отложим по оси абсцисс диаграммы величину уси­ лия <?Ср (отрезок ОА). Через точку А проведем вертикаль до пересе­ чения с наклонными прямыми. Отрезок CD= r\Qc,, соответствует

дополнительному усилию на болты, возникающему от действия сре­ ды. Из диаграммы очевидно, что полное усилие, воспринимаемое болтами при действии рабочей нагрузки, равно

на болты необходимо знать усилие затяга. Усилие затяга определяет­ ся сопоставлением двух значений. Одно значение усилия затяга Q :л

рассчитывают из условия предварительного обжатия прокладки с тем, чтобы ликвидировать поры, расслоения и неплотности в мате­ риале. Это усилие зависит от площади обжатия и материала проклад­ ки. Благодаря изгибу фланцев при затяге соединения прокладка обжимается неравномерно: по наружному краю сильнее, чем по вну­ треннему. Поэтому площадь обжатия приближенно определяют из соотношения

Исходя из рекомендуемых значений удельных давлений для про­ кладок из различных материалов (приложение 35), определим тре­ буемое усилие обжатия

Коэффициент к п учитывает влияние геометрических размеров

прокладки на ее неплоскостность, его значения даны в табл. 2. Опыт эксплуатации напряженных соединений показал, что нельзя

ограничиваться усилием обжатия Q31 , так как плотность соединения

зависит и от величины приложенной рабочей нагрузки. На поверх­ ности прокладки должны быть созданы удельные давления, превы-

'шающпе рабочее давление среды. Расчетные значения этих удельных давлений определяют в зависимости от материала прокладки и вели­ чины рабочего давления по формуле

83

Из диаграммы состояния получаем второе значение усилия затя­ га Q32, которое потребуется для сохранения реакции прокладки при

действии рабочего давления:

мерно между болтами. Поэтому, задав число болтов z6, определим нагрузку на один болт

Qe

Q = *6 '

84

Особенность расчета болтов на прочность в напряженном соедине­ нии обусловливается появлением при затяге в поперечном сечеппп стержня деформации кручения. Стержень кроме осевой нагрузки испытывает также действие момента трения в резьбе. Поэтому рас­ чет следует производить по четвертой (энергетической) теории проч­ ности:

Jp

Подставляя ткр=0,5сТр в уравнение (11.22), имеем

зПр = 1 «р -Ь t°,53p ) 2 = 1,3Sp

1ТЛ1Г

Совместное решение (11.12) и (11.24) позволяет определить внут­ ренний диаметр резьбы болта

Расчет ненапряженных резьбовых соединений при действии по­ перечной нагрузки. В этом случае болты не требуют предварительно­ го затяга; их устанавливают в отверстиях соединяемых деталей без зазора по скользящей или напряженной посадке (рис. 66).

85

ность деталей будет обеспечена в том случае, если силы трения,

8 6

Следовательно, каждый болт при равномерном распределении общей нагрузки должен быть затянут с усилием

При затяге болт будет испытывать также деформацию кручения от момента трения в резьбе, поэтому определение внутреннего диа­ метра резьбы следует вести по уравнениям (11.24) п (II.30):

Следует отметить, что при значительных по величине нагрузках конструкции получаются нерациональными, так как болты имеют очень большие диаметры. В таком случае применяют различные раз­ грузочные устройства: втулки (рис. 68,а), выступы (рис. 68,6). шпонки (рис. 68, в) и т. п. Основные размеры разгрузочных элемен­

тов определяют пз уравнений прочности на срез и смятие сечений и поверхностей, воспринимающих нагрузки.

Расчет резьбовых соединений при действии эксцентричной нагруз­ ки. Эксцентричность нагрузки вызывается несимметричностью голов­ ки болта (костыльной головки, рис. 69). В этом случае нагрузка, при­ ложенная на расстоянии I от геометрической оси болта, заменяется осевой силой и парой сил. Под действием осевой силы Q и момента QI в стержне болта возникают суммарные напряжения

где напряжения от растяжения

и напряжения от изгиоа

87

Если ввести обозначение A = j , то суммарные напряжения опре­

делим по формуле

Отсюда внутренний диаметр резьбы для ненапряженных соеди­ нений будет

При расчете напряженных соединений необходимо ввести коэф­ фициент 1,3, учитывающий деформацию кручения стержня при

вают строго перпендикулярно оси отверстия под болт или зенковку отверстий (рис. 70,6). Для швеллеров и двутавровых балок с целью

Рис. 70.

10906—66; рис. 70, е). Надежное центрирование болта в отверстии с фаской под 120° обеспечивают шестигранные высокие гайки со сферической опорной поверхностью (рис. 70, г).