Меню Рубрики

Установка по отверстию без зазора

Установка по отверстию без зазора

Болтовое соединение, распространённый тип резьбового соединения болтом и гайкой. Обычно в отверстие соединяемых деталей болт вставляется с зазором, и соединение осуществляется затяжкой гайки, что создаёт давление между деталями, препятствующее их расхождению (раскрытию стыка) под действием осевых сил (Р) и относительному сдвигу под действием поперечных сил (Q), благодаря возникающему между деталями трению. Реже болт плотно входит в отверстие соединяемых деталей и препятствует относительному их сдвигу под действием поперечных сил, работая на срез; в этом случае стержень болта и отверстие детали обрабатываются с высокой точностью и при той же поперечной силе болт получается тоньше.

Болт поставлен с зазором и нагружен растягивающим моментом и крутящим моментом.

Такое болтовое соединение находится в сложном напряжённо-деформационом сопряжении (растяжение с кручением). Для такого болтового соединения принимается 4 теория прочности.

Эквивалентное напряжение в стержне болта=

где k =1,3 – расчетный коэффициент, учитывающий напряжение кручения в стержне болта.

σ допускаемое напряжение, tкр напряжение кручения

В результате замены сложного напряжения состояния эквивалентным напряжением разрыва, расчёт ведётся по упрощённой формуле:

Болт поставлен без зазора, свободно и находится под действием растягивающей нагрузки.

Требуется составить условие прочности и определить диаметр болта

Условие прочности по напряжению растяжения стержня имеет вид Диаметр болта =d1>=√(4F/ π[σ]р)

источник

Болт установлен без зазора

Обычно силу трения принимают с запасом: Ff= KFr. (К –коэффициент запаса по сдвигу деталей, К = 1,3 – 1,5 при статической нагрузке, К = 1,8 – 2 при переменной нагрузке).

Найдем требуемую затяжку болта. Учтем, что сила затяжки бол­та может создавать нормальное давление на i трущихся поверхностях (на рис. 52) или в общем случае

где i – число плоскостей стыка деталей (на рис.52 – i = 2; при соединении только двух деталей i = 1); f – коэффициент трения в стыке (f = 0,15 – 0,2 для сухих чугунных и стальных поверхностей);

Как известно при затяжке болт работает на растяжение и кручение поэтому прочность болта оценивают по эквивалентному напряжению. Так как внешняя нагрузка не передается на болт, его рассчитывают только на статическую прочность по силе затяжки даже при переменной внешней нагрузке. Влияние переменной нагрузки учитывают путем выбора повышенных значений коэффициента запаса.

Проектировочный расчет болта:

внутренний диаметр резьбы

Расчет болта, нагруженного поперечной силой, с установкой его без зазора (рис. 53).

1) Деформации деталей не учитываются, то есть считают детали абсолютно жесткими.

2) Внешние нагрузки передаются с одной детали на другую локально, через зоны, расположенные вокруг болтов.

3) Силы трения, связанные с затяжкой болтов, не учитываются.

4) Основным критерием расчета является условие неподвижности стыка.

5) При установке болта без зазора неподвижность обеспечивается сопротивлением болта срезу и смятию.

В этом случае отверстие калибруют разверткой, а диаметр стержня болта выполняют с допуском, обеспечивающим беззазорную посадку. При расчете прочности данного соединения не учитывают силы трения в стыке, так как затяжка болта не контролируется. В общем случае болт можно заменить штифтом. Стержень болта рассчитывают по напряжениям среза и смятия.

где — расчетное напряжение среза болта; Fr — поперечная сила; dc — диаметр стержня в опасном сечении; [τ]ср — допускаемое напря­жение среза для болта; i — число плоскостей среза (на рис. 53 i = 2);

Рис. 54. Варианты конструкций, разгружающие болты от поперечной нагрузки

Проектировочный расчет.

Диаметр стержня из условия среза

Закон распределения напряжений смятия по цилиндрической поверхности контакта болта и детали трудно установить точно. Это зависит от точности размеров и форм деталей соединения. Поэтому расчет на смятие производят по условным напряжениям. Эпюру действительного распределения напряжений заменяют условной с равномерным распределением напряжений.

Читайте также:  Установка карбюратора на 2107 датчик

Для средней детали (и при соединении только двух деталей)

Формулы (23) и (24) справедливы для болта и деталей. Из двух значений [σ]см в этих формулах расчет прочности выполняют по наибольшему, а допускаемое напряжение определяют по более слабому материалу болта или детали. Сравнивая варианты постановки болтов с зазором и без зазора (рис.52 и 53), следует отметить, что первый вариант дешевле второго, так как не требует точных размеров болта и отверстия. Однако условия работы болта, поставленного с зазором, хуже, чем без зазора. Так, например, приняв коэффициент трения в стыке деталей f= 0,2, К = 1,5 и i = 1, из формулы (20) получим Fзаm = 7,5F. Следовательно, расчетная нагрузка болта с зазором в 7,5 раз превышает внешнюю нагрузку. Кроме того, вследствие нестабильности коэффициент трения и трудности контроля затяжки работа таких сопений при сдвигающей нагрузке недостаточно надежна.

Дата публикования: 2014-10-19 ; Прочитано: 3060 | Нарушение авторского права страницы

studopedia.org — Студопедия.Орг — 2014-2020 год. Студопедия не является автором материалов, которые размещены. Но предоставляет возможность бесплатного использования (0.002 с) .

источник

Б. винт установлен в отверстие без зазора

А. винт установлен в отверстие с зазором

Соединение нагружено сдвигающими силами в плоскости стыка.

Расчет резьбовых соединений при нагружении силами в плоскости стыка

Допускаемые напряжения

1. Определение допускаемых напряжений по надежным экспериментальным данным можно найти по справочникам, но надо иметь в виду условия, при которых производились испытания при аналогичных условиях нагружения винта.

2. По коэффициенту запаса прочности ;

— предел текучести, определяется по стандартам.

−коэффициент безопасности, выбирают в зависимости от условий работы соединений в реальной ситуации (в справочнике), К==1,1-3,0

Резьбовое соединение предполагает наличие соединения двух или более деталей, соединенных группой винтов.

Соединение имеет особенность: поверхность, по которой контактируют детали – стык.

В этом случае возможны два случая соединения:

Основная задача расчета соединения – предотвратить смещение деталей в стыке. Для обеспечения работоспособности этого соединения необходимо, чтобы сила трения в стыке должна быть больше чем сдвигающая сила, для предотвращения перемещения детали.

Условие нормальной работоспособности:

Осевое усилие может создать силу трения. Без затяжки болтов детали могут сдвигаться на значение зазора, что не допустимо. Необходимо винтом обеспечить такую осевую силу, которая бы создала силу трения больше, чем сдвигающая сила.

f- коэффициент трения в стыке деталей зависит от качества обработки поверхности. Для

обработанных поверхностей f=0,15…0,2. Для необработанных f=0,31.

z- количество винтов в стыке. Предполагается, что нагрузка равномерно распределена между винтами.

i- количество плоскостей среза

k- коэффициент безопасности к=1,3…1,6 при статической нагрузке. к=1,8…2 при переменной нагрузке.

Напряжение опасное будет в первом витке.

1,3- коэффициент, учитывающий кручение в резьбе.

Внутренний диаметр резьбы по стандарту определяет номинальный диаметр резьбы.

Практикой установлено, что винты диаметром меньше М8 в качестве крепежных применять не рекомендуется.

Такие соединения выполняют чистым прецизиозным винтом, под развертку.

Такое соединение выполняют «чистым» прецизионным винтом, под развёртку. Отверстия деталей и стержень винта изготавливают по посадке. Требуется качественная обработка отверстий. Шлифование стержня винта. Детали предварительно соединяют, затем в сборе детали обрабатывают отверстие, калибруют.

Номинальный диаметр резьбы должен быть меньше диаметра стержня.

Так как нет зазора, нет необходимости стягивать данные соединения.

1.Происходит срез в плоскости стыка.
— проверочная зависимость.

i-число поверхностей стыка

Это проверочная зависимость.

− определение диаметра стержня из проверочной зависимости.

2.Возможно смятие для данного случая соединения.

Напряжения смятия распределяются по сложной эмпирической эпюре.

Эпюра — распределения действительных напряжений смятия. Это доказано Герцем.

Действительную эпюру напряжения смятие проектируют на диаметральную поверхность и заменяют равномерно распределенной для упрощения расчетов. Берется меньшая высота поверхности контакта.

Читайте также:  Установка заглушки на батарею

h – высота поверхности контакта.

Для чистых винтов

| следующая лекция ==>
Винт нагружен эксцентричной нагрузкой | Соединение нагружено отрывающими силами и моментами

Дата добавления: 2014-01-20 ; Просмотров: 588 ; Нарушение авторских прав?

Нам важно ваше мнение! Был ли полезен опубликованный материал? Да | Нет

источник

Расчёт на прочность стержня болта. Болт затянут, к соединению приложена сдвигающая сила. Болт установлен с зазором и без зазора.

Расчет болта, при установке его с зазором.

В этом случае болт ставится с зазором в отверстие деталей. Для обеспечения неподвижности соединяемых листов 1, 2, 3 болт за­тягивают силой затяжки F3. Во избежание работы болта на изгиб его следует затянуть так сильно, чтобы силы трения на стыках деталей были больше сдвигающих сил Fr.

1) Деформация соединяемых деталей не учитывается, то есть детали принимают абсолютно жесткими.

2) Внешние нагрузки передаются от одной детали на другую локально, через зоны, расположенные вокруг болтов.

3) Расчет ведут на предотвращение сдвига деталей по условию неподвижности стыка.

Основным критерием расчета является условие неподвижности стыка.

Обычно силу трения принимают с запасом: Ff= KFr. (К –коэффициент запаса по сдвигу деталей, К = 1,3 – 1,5 при статической нагрузке, К = 1,8 – 2 при переменной нагрузке).

Найдем требуемую затяжку болта. Учтем, что сила затяжки бол­та может создавать нормальное давление на i трущихся поверхностях

где i – число плоскостей стыка деталей (на рис.52 – i = 2; при соединении только двух деталей i = 1); f – коэффициент трения в стыке (f = 0,15 – 0,2 для сухих чугунных и стальных поверхностей);

Как известно при затяжке болт работает на растяжение и кручение, поэтому прочность болта оценивают по эквивалентному напряжению. Так как внешняя нагрузка не передается на болт, его рассчитывают только на статическую прочность по силе затяжки даже при переменной внешней нагрузке. Влияние переменной нагрузки учитывают путем выбора повышенных значений коэффициента запаса.

Проектировочный расчет болта:

внутренний диаметр резьбы

Расчет болта, с установкой его без зазора.

1) Деформации деталей не учитываются, то есть считают детали абсолютно жесткими.

2) Внешние нагрузки передаются с одной детали на другую локально, через зоны, расположенные вокруг болтов.

3) Силы трения, связанные с затяжкой болтов, не учитываются.

4) Основным критерием расчета является условие неподвижности стыка.

5) При установке болта без зазора неподвижность обеспечивается сопротивлением болта срезу и смятию.

В этом случае отверстие калибруют разверткой, а диаметр стержня болта выполняют с допуском, обеспечивающим беззазорную посадку. При расчете прочности данного соединения не учитывают силы трения в стыке, так как затяжка болта не контролируется. В общем случае болт можно заменить штифтом. Стержень болта рассчитывают по напряжениям среза и смятия.

где — расчетное напряжение среза болта; Fr — поперечная сила; dc — диаметр стержня в опасном сечении; [τ]ср — допускаемое напря­жение среза для болта; i — число плоскостей среза (i = 2);

Проектировочный расчет.

Диаметр стержня из условия среза

Закон распределения напряжений смятия по цилиндрической поверхности контакта болта и детали трудно установить точно. Это зависит от точности размеров и форм деталей соединения. Поэтому расчет на смятие производят по условным напряжениям. Эпюру действительного распределения напряжений заменяют условной с равномерным распределением напряжений.

Для средней детали (и при соединении только двух деталей)

Формулы (23) и (24) справедливы для болта и деталей. Из двух значений [σ]см в этих формулах расчет прочности выполняют по наибольшему, а допускаемое напряжение определяют по более слабому материалу болта или детали. Сравнивая варианты постановки болтов с зазором и без зазора (рис.52 и 53), следует отметить, что первый вариант дешевле второго, так как не требует точных размеров болта и отверстия. Однако условия работы болта, поставленного с зазором, хуже, чем без зазора. Так, например, приняв коэффициент трения в стыке деталей f= 0,2, К = 1,5 и i = 1, из формулы (20) получим Fзаm = 7,5F. Следовательно, расчетная нагрузка болта с зазором в 7,5 раз превышает внешнюю нагрузку. Кроме того, вследствие нестабильности коэффициент трения и трудности контроля затяжки работа таких соединений при сдвигающей нагрузке недостаточно надежна.

Читайте также:  Установка видеорегистратора h 264

45. Расчёт на прочность стержня болта. Болты затянуты, внешняя нагрузка действует в плоскости стыка деталей (кронштейна).

Этот случай является весьма распространенным (фланцевые, фунда­ментные и тому подобные болтовые соединения). Для большинства резь­бовых изделий требуется предварительная затяжка болтов, обеспечиваю­щая плотность и герметичность соединения и отсутствие взаимных смещений деталей сты­ка. После предварительной затяжки под действием силы предварительной затяжки болт растягивается, а детали стыка сжимаются. Помимо силы предварительной затяжки на болт может действовать внешняя осевая сила, которая создается за счет давления Q. Расчет ведут по результирующей нагрузке болта.

1)Внешние нагрузки передаются с одной детали на другую локально, через зоны, расположенные вокруг болтов.

2) Болт и детали испытывают упругие деформации, и это учитывается в расчетах.

3) Расчет ведут на предотвращение раскрытия стыка, то есть условие, при котором напряжения в стыке всегда сжимающие и не равны нулю.

4) Затяжку болтов ведут в условиях отсутствия внешней отрывающей силы.

5) Основной критерий расчета болта – условие нераскрытия стыка.

6) Условие нераскрытия стыка в инженерном расчете учитывается расчетом необходимой силы предварительной затяжки болта. Здесь термин «предварительная затяжка» означает, что затяжку ведут до приложения внешней силы, т.е. сборке.

Считаем, что усилие Qраспределяется между болтами фланца равномерно. Введем обозначения Fвн= — внешняя сила, где z – число болтов по фланцу; Fзат – усилие затяжки болтов; Fб осевое усилие на болт;Fст – усилие, приходящееся на прокладку (стык) от одного болта. При Fвн=0, Fб=Fст=Fзат. При приложении внешней нагрузки (Fвн>0), уменьшается деформация сжатия прокладки и зоны фланцев деталей, расположенных у прокладки, но т.к. усилие затяжки не изменилось, значит уменьшилось усилие на стыке, т.е. Fст 0, т.е. Fзат>(1-x)Fвн. В практике Fзат=k(1-x)Fвн, k – коэф. затяжки.

По условию нераскрытия стыка: k=1,25÷2 – при постоянной нагрузке;

k=2,5÷4 – при переменной нагрузке.

По условию герметичности в стыке: k=1,3÷2,5 — при мягкой прокладке;

k=2÷3,5 – при фасонной металлической;

k=3÷5 – при плоской металлической прокладке.

Следовательно, растягивающая сила Fδ, действующая на болт, после предварительной затяжки и приложения внешней силы Fвн равна

При отсутствии последующей затяжки болт рассчитывают с учетом его кручения от момента трения в резьбе Тр по расчетной силе Fp =1,3Fзат+ xFвн

При отсутствии упругих прокладок коэффициент внешней нагрузки х=0,2÷0,3. При наличии упругих прокладок х может быть близок к единице.

Дополнительные условия повышения герметичности стыка:

1. Высокая чистота (малая шероховатость) соединенных поверхностей, т.к. шероховатости поверхности в процессе работы сминаются и остаточная затяжка стыка уменьшается. Для ответственных соединений поверхности стыков деталей рекомендуют шлифовать;

2. Чем меньше число стыков, тем больше гарантирована остаточная затяжка;

3. Высокая чистота обработки поверхности резьбы болта для уменьшения смятия шероховатостей и ослабления остаточной затяжки;

4. Контровка резьбового соединения;

5. Повышение упругости прокладок. Пружинные шайбы играют роль упругих прокладок. Необходимо помнить, что наличие прокладок увеличивает коэффициент основной нагрузки.

Последнее изменение этой страницы: 2016-04-07; Нарушение авторского права страницы

источник

Добавить комментарий