Соединения деталей с натягом, достоинства и недостатки, область применения. Способы получения соединений. Принцип работы (передачи нагрузки) соединения с натягом.

Ответы по деталям машин

Содержание:

1.1. Основные критерии работоспособности и расчета деталей машин: - 11 -

1.2.Резьбовые соединения, их достоинства и недостатки. Основные детали резьбовых соединений: винт, гайка, шпилька, стопорные устройства. Схемы соединений с помощью этих устройств: - 13 -

1.3.Типы резьб и область их применения. Основные геометрические параметры резьбы. Понятие о расчетном диаметре крепежных резьб: - 16 -

1.4. Вывод расчетных зависимостей для определения момента сопротивления в резьбе и момента трения на торце гайки (головки болта): - 18 -

1.5. Условие самоторможения винтовой пары: - 20 -

1.6. Коэффициент полезного действия винтовой пары. Способы повышения КПД винтовой пары: - 21 -

1.7. Распределение осевой силы по виткам гайки. Конструктивные меры, применяемые для улучшения распределения нагрузки по виткам: - 22 -

1.8. Расчет на прочность стержня, нагруженного силой затяжки и моментом сопротивления в резьбе (прочность затянутого болта): - 24 -

1.9. Расчет резьбовых соединений, нагруженных сдвигающей силой при установке винтов с зазором и без зазора: - 26 -

1.10. Расчет резьбовых соединений, нагруженных моментом сил в плоскости стыка при установке винтов с зазором и без зазора: - 28 -

1.11. Расчет резьбовых соединений, нагруженных предварительной силой затяжки и последующей внешней осевой силой: - 32 -

1.12. Расчет резьбовых соединений, нагруженных отрывающей силой и опрокидывающим моментом: - 35 -

1.13. Расчет резьбовых соединений, работающих при переменной нагрузке. Конструктивные и технологические мероприятия по повышению долговечности винтов, работающих при переменной нагрузке: - 39 -

1.14. Материалы резьбовых деталей и допускаемые напряжения: - 42 -

1.15. Сварные соединения, достоинства и недостатки, область применения. Типы сварных швов, виды сварных соединений, методы сварки: - 43 -

1.16. Стыковые соединения. Расчет соединений, нагруженных растягивающей (сжимающей) силой, изгибающим моментом и силой + момент: - 45 -

1.17. Сварные нахлесточные соединения. Типы швов. Распределение напряжений по длине флангового шва, рекомендуемые пределы длин фланговых швов: - 47 -

1.18. Расчет нахлесточчных соединений, нагруженных растягивающей (сжимающей) силой, изгибающим моментом и силой + момент: - 49 -

1.19. Тавровые соединения. Расчет соединений нагруженных силой, силой и изгибающим моментом: - 52 -

1.20. Допускаемые напряжения при расчете сварных соединений: - 55 -

1.21. Расчет сварных соединений, работающих при переменной нагрузке. Формулы для расчета и выбор допускаемых напряжений: - 56 -

1.22. Заклепочные соединения, достоинства и недостатки, область применения. Основные типы заклепок и заклепочных соединений: - 57 -

1.23. Прочные соединения – размещение заклепок в шве, расчет склепываемых элементов и заклепок при нагружении растягивающей (сжимающей) силой, изгибающим моментом и силой + момент: - 60 -

1.24. Соединения деталей с натягом, достоинства и недостатки, область применения. Способы получения соединений. Принцип работы (передачи нагрузки) соединения с натягом. - 63 -

1.25. Расчет соединений, нагруженных осевой силой, крутящим моментом и силой + момент. - 66 -

1.26. Связь давления на поверхности контакта с расчетным натягом в соединении (Ляме). - 70 -

1.27. Понятие о расчетном и измеренном натягах. Влияние микронеровностей на нагрузочную способность соединений с натягом. - 71 -

1.28. Потребная сила запрессовки. Потребная температура нагрева охватывающей (охлаждения охватывающей) деталей, необходимая для обеспечения свободной сборки соединения. - 74 -

1.29. Напряженное состояние деталей в соединении с натягом. Проверка их прочности. - 75 -

1.30. Шпоночные соединения, достоинства и недостатки, область применения. Типы призматических шпонок, способы изготовления шпоночных пазов. - 78 -

1.31. Соединения с призматическими шпонками, конструкция и метод расчета. - 80 -

1.32. Соединения с сегментными шпонками, конструкция и метод расчета. - 82 -

.................................... - 83 -

1.33. Типы шлицевых соединений, их сравнительная оценка. Область применения. Способы центрирования деталей шлицевых соединений, обоснование выбора способа центрирования. - 84 -

1.34. Критерии работоспособности шлицевых соединений. Метод расчета шлицевых соединений. - 87 -

1.35. Выбор допускаемых напряжений для шпоночных и шлицевых соединений. - 89 -

1.36. Передачи винт-гайка, назначение и область применения, достоинства и недостатки. Виды передач, пример конструкции, материалы деталей передач. - 90 -

1.37. Критерии работоспособности передачи винт-гайка – скольжения. Расчет передачи по удельному давлению в резьбе и расчет на прочность и устойчивость: - 92 -

2.1 Общие сведения о передачах: назначение, область применения. Краткая классификация передач, их основные характеристики. Принцип работы, кинематика, сравнительная оценка различных типов передач. - 96 -

Основные характеристики передач. - 97 -

2.2. Контактные напряжения. Виды разрушения, вызываемые контактными напряжениями. Какие передачи рассчитываются по сопротивлению контактной усталости? - 98 -

2.3. Зубчатые передачи, достоинства и недостатки. Основные виды зубчатых передач. Основные параметры зубчатых колес. Передаточное число. Материалы и термообработка для зубчатых колес. - 100 -

Основные виды зубчатых передач. - 100 -

Достоинства и недостатки. - 100 -

Основные характеристики передач. - 101 -

Основные параметры зубчатых колес. - 101 -

Передаточное число. - 102 -

Материалы и термообработка для зубчатых колес. - 103 -

2.4. Силы в зацеплении цилиндрических прямозубых и косозубых колес. - 105 -

2.5. Основные причины выхода из строя зубчатых колес и методы расчета, обеспечивающие работоспособность зубчатых передач. - 106 -

Основные виды разрушения зубьев. - 106 -

Основные критерии работоспособности. - 106 -

2.6. Понятие о коэффициенте расчетной нагрузки для зубчатых передач. Коэффициенты концентрации и динамичности нагрузки, их физический смысл: от каких параметров зависят величины этих коэффициентов. - 108 -

2.7. Расчет зубьев цилиндрических прямозубых колес на сопротивление контактной усталости. Вывод расчетной зависимости и ее анализ. - 110 -

2.8. Расчет зубьев цилиндрических прямозубых колес на изгибную усталость. Вывод расчетной зависимости и ее анализ. - 112 -

2.9. Коэффициент, учитывающий форму зуба, его физический смысл. От каких параметров он зависит и как изменяется с изменением числа зубьев и величины смещения инструмента при нарезании зубчатого колеса. - 114 -

2.10. Особенности геометрии и условий работы косозубых цилиндрических передач. Длина линии контакта и распределение нагрузки по длине контакта. - 115 -

2.11. Понятие о приведенном зубчатом колесе и приведенном числе зубьев косозубых цилиндрических колес. Как определить коэффициент, учитывающий форму зуба для косозубого цилиндрического зубчатого колеса?. - 117 -

Понятие о приведенном зубчатом колесе и приведенном числе зубьев косозубых цилиндрических колес. - 117 -

Как определить коэффициент, учитывающий форму зуба для косозубого цилиндрического зубчатого колеса? - 118 -

Коэфициент,учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений для косозубого цилиндрического зубчатого колеса Y_FS выбирается в зависимости от приведённого числа зубъев z_v=z/cos³β и коэфициента смещения по таблице: - 118 -

2.12. Особенности расчета косозубых и шевронных колес на сопротивление контактной и изгибной усталости. Чем обуславливается повышение нагрузочной способности косозубых и шевронных передач по сравнению с прямозубыми?. - 119 -

Особенности расчета косозубых и шевронных колес на сопротивление контактной усталости. - 119 -

Особенности расчета косозубых и шевронных колес на сопротивление контактной и изгибной усталости - 120 -

Чем обуславливается повышение нагрузочной способности косозубых и шевронных передач по сравнению с прямозубыми? - 121 -

2.13. Конические зубчатые передачи, достоинства и недостатки, область применения. Типы зубчатых колес, основные геометрические параметры конического зубчатого колеса. Передаточное число конической зубчатой передачи. - 122 -

Конические зубчатые передачи, достоинства и недостатки, область применения. - 122 -

Типы зубчатых колес. - 123 -

Основные геометрические параметры конического зубчатого колеса. Передаточное число конической зубчатой передачи. - 123 -

2.14. Силы, действующие в зацеплении прямозубых конических колес. - 124 -

Силы, действующие в зацеплении прямозубых конических колес. - 124 -

2.16. Как определяют допускаемые контактные напряжения для расчета зубчатых цилиндрических и конических передач? От каких параметров они зависят. Как учитывают при их выборе переменный режим и заданный срок работы передачи?. - 127 -

Как определяют допускаемые контактные напряжения для расчета зубчатых цилиндрических и конических передач? От каких параметров они зависят. - 127 -

Как учитывают при их выборе переменный режим и заданный срок работы передачи? - 131 -

2.17. Способы смазывания зубчатых передач, типы смазочных материалов и их объемы - 132 -

2.18. Червячные передачи. Достоинства и недостатки, область применения. Принцип действия. Червячные передачи. - 135 -

Достоинства и недостатки, область применения. - 136 -

2.19. Основные параметры червячных передач (мощность, передаточное отношение, модуль, межосевое расстояние). - 136 -

2.20. Геометрия червячных передач без смещения исходного производящего контура. - 137 -

2.21. Червячные передачи со смещением исходного производящего контура, коэффициенты смещения. - 140 -

2.22 Типы червяков, технология изготовления червяков и червячных колес. - 143 -

2.23. Скольжение в червячной передаче, кпд передачи, способы повышения кпд. - 145 -

2.25. Причины выхода из строя червячных передач и критерии их работоспособности. - 150 -

2.26. Выбор материалов для червяка и венца червячного колеса. - 151 -

2.27. Расчет зубьев червячных передач на сопротивление контактной и изгибной усталости. Понятие о расчетной нагрузке. - 153 -

Расчет червячной передачи по контактным напряжениям.. - 153 -

Расчет червячной передачи по напряжениям изгиба зуба колеса. - 158 -

2.28. Выбор допускаемых контактных напряжений при расчете червячных передач. - 160 -

2.29. Тепловой расчет и способы охлаждения червячных передач. - 163 -

2.30. Способы смазывания червячных передач, типы смазочных материалов и их объемы. - 165 -

3.1. Валы и оси – назначение, опорные части валов и осей. Конструкции основных типов цапф. - 167 -

3.2. Посадочные поверхности и переходные участки валов. - 170 -

3.3. Форма вала по длине и способы осевой фиксации деталей на валу. - 171 -

3.4. Материалы и обработка валов и осей. - 172 -

3.5. Критерии работоспособности валов и осей. - 173 -

3.6. Расчетные схемы валов и осей. - 174 -

3.7. Изгибная и крутильная жесткость вала. - 175 -

Параметры их оценки. - 175 -

3.8. Проектный расчет валов. - 176 -

3.9. Условия, определяющие опасное сечение вала. - 178 -

3.10. Расчеты валов по статической прочности. - 178 -

3.11. Расчеты валов на сопротивление усталости. Конструктивные и технологические способы повышения сопротивления усталости валов. - 180 -

3.12. Расчеты валов на жесткость. - 182 -

3.13. Расчеты валов на виброустойчивость. - 184 -

3.14. Подшипники качения – назначение, достоинства и недостатки. Классификация, система условных обозначений подшипников качения. - 186 -

3.15. Кинематика подшипников качения. - 188 -

3.16. Распределение радиальной нагрузки между телами качения в радиальном однорядном шарикоподшипнике. - 189 -

3.17. Контактные напряжения в деталях подшипника. - 190 -

3.18. Причины выхода из строя подшипников качения. - 191 -

3.19. Подбор подшипников качения по статической грузоподъемности. В каких случаях подбирают подшипники качения по статической грузоподъемности. - 192 -

3.20. Назначение радиальных подшипников качения, конструкция. Подбор этих подшипников по заданным нагрузке и ресурсу L. - 193 -

3.21. Назначение радиально-упорных подшипников качения, конструкция. Подбор этих подшипников по заданным нагрузке и ресурсу L. - 195 -

3.22. Назначение упорных подшипников качения, конструкция. Подбор этих подшипников по заданным нагрузке и ресурсу L. - 198 -

3.23. Подбор подшипников качения на заданный ресурс при переменных режимах нагружения. - 199 -

3.24. Как в расчетах подшипников качения на ресурс учитывается требуемый повышенный уровень надежности. - 202 -

3.25. Для каких типов подшипников качения определяется эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, а для каких – эквивалентная динамическая осевая нагрузка? - 203 -

3.26. Определение эквивалентной динамической радиальной нагрузки для радиальных шариковых и радиально-упорных шариковых и роликовых подшипников качения. - 204 -

3.27. Особенности определения осевых сил, нагружающих радиально-упорные подшипники качения. - 206 -

3.28. Как в расчетах подшипников качения на ресурс учитываются реальные условия эксплуатации. - 207 -

3.29. Для каких условий эксплуатации предназначены шариковые радиальные двухрядные сферические подшипники? Подбор подшипников этого типа по заданным нагрузке и ресурсу L. - 209 -

3.30. Почему целесообразно конструировать опоры качения так, чтобы относительно радиальной нагрузки вращалось внутреннее, а не наружное кольцо подшипника? - 211 -

3.31. Какие подшипники могут использоваться в фиксирующих опорах? Изобразите конструкцию одного из них. Подбор подшипников этого типа по заданным нагрузке и ресурсу L. - 214 -

Конструкция шарикового радиально-упорного подшипника. - 214 -

Подбор этих подшипников по заданным нагрузке и ресурсу L: - 215 -

3.32. Назначение роликовых радиальных подшипников с короткими цилиндрическими роликами, конструкция. Подбор подшипников этого типа по заданным нагрузке и ресурсу L. - 217 -

Подбор подшипников этого типа по заданным нагрузке и ресурсу L. - 218 -

3.33. Понятие статической грузоподъемности подшипников качения. Определение эквивалентной статической радиальной нагрузки для радиальных и радиально-упорных подшипников. - 220 -

3.34. Приводные муфты - назначение и краткая классификация. - 223 -

3.35. Основные характеристики муфт. Расчетный момент приводных муфт. - 224 -

3.36. Назначение глухих муфт. Приведите конструкцию и метод расчета фланцевой (поперечно-свертной) муфты. - 225 -

3.37. Жесткие компенсирующие муфты, назначение, область применения. Какие ошибки изготовления и сборки и каким образом компенсируют эти муфты? Пример конструкции жесткой компенсирующей муфты. - 228 -

Зубчатые муфты. - 229 -

Другие жёсткие компенсирующие муфты. - 231 -

3.38. Упругие муфты, назначение, область применения. Типы упругих элементов. Характеристики упругих муфт. Каким образом упругие муфты компенсируют несоосность валов? Пример конструкции упругой муфты, методика расчета. - 233 -

Муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП). - 238 -

3.39. Сцепные муфты, назначение, область применения. Основные требования к специальным муфтам. Фрикционные муфты. Принцип работы, область применения. Пример конструкции дисковой муфты, методика расчета. - 240 -

3.40. Предохранительные муфты, назначение, область применения. Основные требования, предъявляемые к предохранительным муфтам. Пример конструкции и метод расчета муфты с разрушающимся элементом. - 244 -

1.1. Основные критерии работоспособности и расчета деталей машин:

Работоспособность – способность объекта выполнять заданные функции.

Основные критерии работоспособности:

Прочность – способность детали выдерживать приложенные нагрузки без разрушения. Рассматривают прочность по хар-ру нагрузок: статическая, усталостная и ударная. Расчеты на прочность обычно выполняют по допускаемым напряжениям.

Жесткость – способность деталей сопротивляться изменению формы под действием сил.

Износостойкость – способность материала деталей оказывать сопротивление изнашиванию. Меры, снижающие износ:

а) Выбор материала и смазки;

б) Защита от загрязнения;

в) Равномерное нагружение поверхностей трения;

г) Замена трения скольжения – трением качения.

Виброустойчивость – сопротивление появлению в машинах вредных динамических нагрузок в виде вынужденных колебаний и автоколебаний.

Теплостойкость – способность деталей сохранять работоспособность в машинах с большим выделением тепла в рабочем процессе.

Коррозионная стойкость – сопротивление металлов химическому или электрохимическому разрушению поверхностных слоев и коррозионной усталости. Определяется сроком службы машин в коррозионной среде.

Точность – свойство машин работать в заданных пределах возможных отклонений параметров, например размеров.

Долговечность – свойство объекта сохранять работоспособность до предельного состояния, при котором наступает отказ.

Надежность – способность объекта выполнять заданные функции в течении заданного ресурса. Параметры надежности:

а) Вероятность безотказной работы:

б) Средняя наработка до отказа:

в) Интенсивность отказа:

Особенности расчета деталей машин:

Для упрощения расчета деталей машин реальные конструкции заменяются моделями или расчетными схемами. В приближенных расчетах большое значение имеет правильный выбор расчетной схемы, умение оценить главные и второстепенные факторы. Неточность расчета компенсируется за счет выбора коэффициента запаса. Выбор коэффициента запаса – важная инженерная задача.

1.2.Резьбовые соединения, их достоинства и недостатки. Основные детали резьбовых соединений: винт, гайка, шпилька, стопорные устройства. Схемы соединений с помощью этих устройств:

Резьбовыми соединениями называют разъемные соединения деталей с помощью резьбы.

Основные достоинства:

- многократность использования;

- простота изготовления;

- взаимозаменяемость резьбовых деталей;

В качестве резьбовых элементов используют болты (винт с гайкой), винты и шпильки. Основным преимуществом болтового соединения является то, что оно не требует выполнения резьбы в соединяемых деталях и исключена необходимость замены (ремонта) дорогостоящих корпусных деталей из-за повреждения резьбы. Винты применяют, когда корпусная деталь большой толщины не позволяет выполнить сквозное отверстие для установки болта. Шпильки используют вместо винтов, если прочность материала детали с резьбой недостаточна, а также при частых сборках и разборках соединений. Форма головок винта и гайки могут быть различными в зависимости от требований, предъявляемых к конструкции, условий сборки и т.д.

Схемы соединений:

Стопорные устройства:

Различают стопорные устройства с созданием дополнительного трения и со специальными запирающими элементами.

1)

а, б – пружинные шайбы

в – самоконтрящаяся гайка

г - контргайка

2) основаны на использовании деформируемых деталей

а – шплинты

б – шайбы с лапками

в – гайки со шлицами и стопорные шайбы с лапками (фиксируют положение гайки относительно винта)

г – в групповых резьбовых соединениях стопорение осуществляется обвязкой проволокой через отверстия с натяжением проволоки в сторону затягивания винта.

1.3.Типы резьб и область их применения. Основные геометрические параметры резьбы. Понятие о расчетном диаметре крепежных резьб:

Резьба может выполняться по цилиндрической (цилиндрическая резьба) и конической (коническая резьба) поверхности.

В зависимости от направления винтовой линии различают правую и левую резьбу.

Различают однозаходную и многозаходную резьбу.

Существует резьба с крупным и мелким шагом.

В зависимости от профиля резьбы можно выделить крепежные и ходовые резьбы:

1. Крепежные:

- метрическая (60⁰)

- круглая

- трубная (55⁰)

- треугольная

2. Ходовые (обладают меньшим моментом трения и большим кпд):

- трапецеидальная (30⁰)

- упорная (3⁰)

- прямоугольная (трудна в изготовлении)

Основные геометрические параметры (на примере метрической резьбы):

Н – высота профиля;

Н₁ – рабочая высота профиля;

d – номинальный диаметр;

α – угол профиля;

d₃ – внутренний диаметр винта;

D₁ – внутренний диаметр гайки;

D₂, d₂ – средний диаметр;

Р – шаг резьбы;

Рn – ход резьбы;

- угол подъема витка по средней линии:

Расчетный диаметр - среднее арифметическое между d₂

и d₃:

Таким образом за расчетный принимают внутренний диаметр гайки.

1.4. Вывод расчетных зависимостей для определения момента сопротивления в резьбе и момента трения на торце гайки (головки болта):

Момент завинчивания используется на преодоление момента в резьбе и момента сил трения на торце гайки о неподвижную поверхность детали :

Момент сопротивления в резьбе :

а) при завинчивании:

F – осевая сила в винте

F_t – окружная сила, приложенная к эл-ту гайки на диаметре d₂

F_R – сила, действующая на элемент гайки со стороны опорной поверхности

F_тр – сила трения, пропорциональная нормальному давлению Fn.

- угол подъема витка по средней линии:

- приведенный угол трения:

Приведенный угол трения учитывает треугольный профиль резьбы

б) при отвинчивании:

изменяется направление силы трения, в результате чего момент сопротивления в резьбе:

Момент трения на торце гайки :

Принимается, что равнодействующая сил трения приложена по среднему диаметру кольцевой опорной поверхности:

, где a – размер под ключ, - отверстие под винт.

Тогда момент сил трения на торце гайки определяют по ф-ле:

- коэффициент трения на торце гайки

1.5. Условие самоторможения винтовой пары:

При отвинчивании элемент гайки движется вниз и сила трения меняет направление. Величина и направление окружной силы F_t в этом случае зависят от соотношения приведенных углов трения и подъема винтовой линии . F_t – это сила, которую надо приложить, чтобы удержать гайку от самоотвинчивания.

Таким образом для того, чтобы гайка самопроизвольно не отвинчивалась необходимо выполнение условия самоторможения:

Все крепежные резьбы (в том числе и с крупным шагом) являются самотормозящими.

1.6. Коэффициент полезного действия винтовой пары. Способы повышения КПД винтовой пары:

КПД винтовой пары определяют по отношению работы, затраченной на завинчивание гайки без учета сил трения , к работе гайки на том же перемещении, но с учетом сил трения , где - угол поворота гайки. Т.к. перемещение в обоих случаях одинаково, КПД можно вычислить через соотношения соответствующих крутящих моментов:

Из формулы видно, что КПД возрастет при увеличении угла подъема винтовой линии , что обеспечивается при использовании многозаходных резьб. В этом случае ходовая резьба может быть несамотормозящей и использоваться не только для преобразования вращательного движения в поступательное, но и наоборот. Это становится возможным, если угол подъема больше приведенного угла трения .

1.7. Распределение осевой силы по виткам гайки. Конструктивные меры, применяемые для улучшения распределения нагрузки по виткам:

Как показывают расчеты и эксперимент, распределение осевой силы по виткам происходит неравномерно, причем сила, действующая на отдельные витки, значительно снижается по мере удаления от опорной поверхности.

Задачей распределения осевой силы по виткам резьбы гайки с 10-ю витками занимался Жуковский. При этом были приняты следующие допущения:

- не наступают пластические деформации;

- резьба идеальная, т.е. погрешность по шагу резьбы равна 0.

Т.о. в результате решения задачи были получены следующие результаты: 34% всей нагрузки воспринимает 1 виток, 2 – 23%, а последний – менее 1%.

Следовательно нет смысла применять слишком высокие гайки в крепежном соединении. Стандарт – высота гайки равна 0,8d и для низких гаек 0,5d, используемых в малонагруженных соединениях.

Конструктивные меры для улучшения распределения нагрузки по виткам резьбы:

Варианты выполнения гаек и винта в резьбовой зоне с улучшенным распределением нагрузки ( - коэффициент повышения предела выносливости по сравнению с обычным исполнением):

Некоторое повышение предела выносливости (до 20%) можно получить путем выполнения отверстия под резьбу в гайке со стороны опорной поверхности на конус. В этом случае нагрузка на виток винта со стороны опорной поверхности прикладывается на большем плече а, что увеличивает изгибную податливость витков резьбы винта и снижает долю приходящейся на них нагрузки:

1.8. Расчет на прочность стержня, нагруженного силой затяжки и моментом сопротивления в резьбе (прочность затянутого болта):

При действии на винт осевой силы и момента в стержне возникают нормальные и касательные напряжения. Для определения эквивалентных напряжений применяют энергетическую теорию прочности:

- нормальные напряжения

- момент сопротивления в резьбе

- момент сопротивления кручению

- касательные напряжения

Приближенные равенства: ; ; .

С учетом этих значений:

Таким образом, если стержень винта нагружен только силой затяжки, то условие прочности его в затянутом состоянии можно записать в виде:

Расчет винтов можно проводить упрощенно на растяжение, кручение учитывается коэффициентом 1,3.

При проектном расчете диаметр d₁ можно определить из соотношения:

- внутренний диаметр гайки

Зная , можно подобрать резьбу.

1.9. Расчет резьбовых соединений, нагруженных сдвигающей силой при установке винтов с зазором и без зазора:

Винты поставлены с зазором:

Критерий работоспособности – несдвигаемость деталей относительно друг друга:

Введем коэффициент запаса по сдвигу k и выразив через силу затяжки и коэффициент трения f, получим: , где i – количество стыков фланцев.

Тогда сила затяжки равна:

Расчетный диаметр винта определяем по формуле:

Зная , можно подобрать резьбу.

На практике для повышения надежности соединений часто используют дополнительные разгрузочные устройства: шпонки, штифты и т.д.

Винты поставлены без зазора:

Критерии работоспособности:

- несрезаемость винта:

- несминаемость деталей:

Касательные напряжения в опасном сечении стержня винта:

- диаметр стержня винта

- допускаемое напряжение среза

При малых толщинах соединяемых деталей, необходимо рассчитать на смятие:

- допускаемое напряжение смятия менее прочной из контактирующих деталей.

Примем допущение: площадь смятия – боковая поверхность цилиндра заменена площадью диаметрального сечения винта.

1.10. Расчет резьбовых соединений, нагруженных моментом сил в плоскости стыка при установке винтов с зазором и без зазора:

В расчете принимаются следующие допущения:

- возможный взаимный поворот деталей при действии момента происходит относительно центра масс фигуры, образованной сечениями винтов.

- силы , приходящиеся на болты от действия центральных внешних сил равны, т.е. , где z – число болтов.

- силы, нагружающие болты из-за действия момента Т, пропорциональны расстояниям от болтов до центра масс.

Момент Т определяется из соотношения:

Максимально нагружены наиболее удаленные болты, на которые действует сила:

Таким образом максимальная сила, действующая на болт определяется геометрическим соотношением (для первого болта):

Далее для определения диаметра болтов рассчитывают одиночное болтовое соединение, нагруженное сдвигающей силой .

Для болтов, поставленных с зазором:

Критерий работоспособности – несдвигаемость деталей относительно друг друга:

Введем коэффициент запаса по сдвигу k и выразив через силу затяжки и коэффициент трения f, получим: , где i – количество стыков фланцев.

Тогда сила затяжки равна:

Расчетный диаметр винта определяем по формуле:

Зная , можно подобрать резьбу.

На практике для повышения надежности соединений часто используют дополнительные разгрузочные устройства: шпонки, штифты и т.д.

Для болтов, поставленных без зазора:

Критерии работоспособности:

- несрезаемость винта:

- несминаемость деталей:

Касательные напряжения в опасном сечении стержня винта:

- диаметр стержня винта

- допускаемое напряжение среза

При малых толщинах соединяемых деталей, необходимо рассчитать на смятие:

- допускаемое напряжение смятия менее прочной из контактирующих деталей.

Примем допущение: площадь смятия – боковая поверхность цилиндра заменена площадью диаметрального сечения винта.

1.11. Расчет резьбовых соединений, нагруженных предварительной силой затяжки и последующей внешней осевой силой:

На крышку, закрепленную болтами, действует сила , вызванная внутренним давлением . На каждый болт действует сила , где z- кол-во болтов.

Рассмотрим одноболтовое резьбовое соединение, где последовательно показаны: соединение без нагрузки, деформированное состояние после затяжки винта, и после приложения к затянутому соединению внешней нагрузки :

Под действием силы затяжки винт удлинился на величину , а детали сожмутся на величину . Деформации и в общем случае не равны и зависят от податливостей винта и деталей :

После приложения внешней силы , винт дополнительно удлиниться на величину , и на столько же уменьшится деформация деталей . Т.о. имеет место равенство:

На болт приходится только часть внешней нагрузки: , тогда остальная часть, т.е. приходится на стык.

- податливости винта и деталей;

Следовательно из условия совместных перемещений:

Откуда получим коэффициент основной нагрузки:

Т.о. выгодно иметь абсолютно жесткие стыки и податливые болты, в особенности при переменных нагрузках и вибрациях.

12345678910Следующая ⇒

Что вызывает тренды на фондовых и товарных рынках Объяснение теории грузового поезда Первые 17 лет моих рыночных исследований сводились к попыткам вычис­лить, когда этот...

ЧТО ПРОИСХОДИТ, КОГДА МЫ ССОРИМСЯ Не понимая различий, существующих между мужчинами и женщинами, очень легко довести дело до ссоры...

Живите по правилу: МАЛО ЛИ ЧТО НА СВЕТЕ СУЩЕСТВУЕТ? Я неслучайно подчеркиваю, что место в голове ограничено, а информации вокруг много, и что ваше право...

Что делать, если нет взаимности? А теперь спустимся с небес на землю. Приземлились? Продолжаем разговор...

---

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском гугл на сайте: