4. Болт затянут, внешняя нагрузка раскрывает стык деталей.

В болтовом соединении болт затянут силой F₀, и соединение нагружено внешней растягивающей силой F, приходящейся на один болт. Предвари­тельная затяжка обеспечивает герметичность и отсутствие раскрытие стыка (крепление головки блоков цилиндров, люков сосудов высокого давления, крышек подшипников и т. д.) (рис. 1.51).

При действии внешней осевой растягивающей силы F часть внешней силы %Fдополнительно нагружает болт, остальная часть F — xF= F (1 - х) разгружает стык.

x — коэффициент основной (внешней) нагрузки. Суммарная нагрузка, действующая на болт: F_Σ = F₀ + xF.

При приближенных расчетах принимают:

x = 0,2...0,3 - для соединений стальных и чугунных деталей без про­кладок;

x = 0,4...0,5 - для таких же соединений с упругими прокладками.

Таблица 1.16. Болты класса точности А с шестигранной уменьшенной головкой для отверстия из под развертки (ГОСТ 7817-80)

Размеры, мм

Диаметр резьбы d		6	8	10	12	16	20	24	30	36	42	48
Шаг резьбы	крупный	1	1,25	1,5	1,75	2	2,5	3	3,5	4	4,5	5
	мелкий	_	1	1,25	1,25	1,5	1,5	2	2	3	3	3
Диаметр стержня d0		7	9	11	13	17	21	25	32	38	44	50
Размер под ключ S		10	12	14	17	22	27	32	41	50	60	70
Высота головки к		4	5,5	7,0	8,0	10	13	15	19	23	26	30
Диаметр описанной ок­ружности е, не менее		11,0	13,2	15,5	18,9	24,5	30,2	35,8	45,9	56,1	67,4	78,6
Диаметр болта d2		4,0	5,5	7,0	8,5	12,0	15,0	18,0	23,0	28,0	33,0	38,0
Длина конца болта lз ≈		1,5	1,5	2,0	2,0	3,0	4,0	4,0	5,0	6,0	7,0	8,0
Диаметр отверстия d3		1,6	2,0	2,5	3,2	4,0	4,0	5,0	6,3	6,3	8,0	8,0

Продолжение табл. 1.16

Диамер резьбы d	6		8		10		12		16		20		24		30		36		42		48
Длина болта l	l1	l2	l1	l2	l1	l2	l1	l2	l1	l2	l1	l2	l1	l2	l1	l2	l1	l2	l1	l2	l1	l2
20	—	8																		—
25	19,5	13																		—
30	24,5	18	24,5	15																—
35	29,5	23	29,5	20	29,5	17	—	13												—
40	34,5	25	34,5	22	34,5	20	33	18												—
45	39,5	30	39,5	27	39,5	25	38	23	_	17										—
50	44,5	35	44,5	32	44,5	30	45	28	41	22										_
55	49,5	40	49,5	37	49,5	35	48	33	46	27	_	23								_
60	54,5	45	54,5	42	54,5	40	53	38	51	32	50	28	—	22						_
65	59,5	50	59,5	47	59,5	45	58	43	56	37	55	33	—	27						—
70	64,5	55	64,5	52	64,5	50	63	48	61	42	60	38	59	32						_
75	69,5	60	69,5	57	69,5	55	68	53	66	47	65	43	64	37	_	25				—
80	—	—	74,5	62	74,5	60	73	58	71	52	70	48	69	42	—	30				—
90	—	—	—	—	84.5	70	83	68	81	62	80	58	79	52	76	40	_	35	—	-	—	_
100	—	—	—	—	94,5	80	93	78	91	72	90	68	89	62	86	50	84	45	_		—	—
110	—	—	—	—	104,5	85	103	82	101	78	100	72	99	65	96	60	94	55	91	45	—	—
120	—	—	_	—	114,5	95	113	92	111	88	110	82	109	75	106	70	104	65	101	55	100	50
130							123	102	121	98	120	92	119	85	116	80	114	75	111	65	110	60

Рис. 1.51. Болтовое соединение:

а — предварительная затяжка; б — суммарная нагрузка

Из условия нераскрытия стыка:

где K_зат — коэффициент запаса предварительной затяжки: K_зат =l ,2...5,2 — при постоянной нагрузке, К_мт= 2,5...4 — при переменной нагрузке.

С учетом кручения при затяжке расчет ведется по формуле

F_расч=1,3 F₀+ xF.

Расчетный диаметр резьбы болта определяется по формуле

(табл. 1.16).

Задача 1. Подобрать болты для соединения стальных планок по данным:

F= 5,5 кН — растягивающая сила планки 1,3 и 2 (рис. 1.52);

z= 2 — число болтов. Материал болтов СтЗ;

f=0,17 — коэффициент трения на стыке деталей;

класс прочности — 3,6, затяжка неконтролируемая.

Решение.

1.1. Болт поставлен с зазором, расчет ведется из условия прочности на растяжение с кручением. По табл. 1.14 для Ст3 находим предел текучести σ_т= 200 МПа, по табл. 1.15, находим [s]_T= 4.

Рис. 1.52

1.2. Определение силы затяжки при условии отсутствия сдвига деталей

F<F_f i=F₀ f i,

где F_f — сила трения; i = 2 — число стыков, отсюда

учитывая коэффициент запаса по сдвигу, получим

где z — число болтов, К= 1,7, тогда

3. Условие прочности по эквивалентным напряжениям

отсюда

По ГОСТ 9150-81 (табл.1.12): d₁= 23,319 мм, номинальный диаметр М27, шаг резьбы р = 3мм;

Примечание. М27 — не рекомендуется. Примем М30, р = 3,5 мм.

Задача 2. Определить диаметр болта из расчета на срез по условиям за­дачи 1, но болт поставлен без зазора в калиброванное отверстие.

Затяжка болта не обязательна, силы трения в стыке не учитываются. Диаметр стержня болта больше диаметра нарезанной части на 1...1,5 мм, что предохраняет резьбу от смятия (рис. 1.53).

Класс прочности 3.6, σ_т = 200 МПа.

Решение.

2.1. Условие прочности при срезе

где Q — поперечная сила в сечении болта;

z=2; i = 2

F — внешняя сила Q= F;

d₀ — диаметр стержня по ГОСТ 7817-80 (табл. 1.16).

Для материала болта

[τ]_ср = 0,25σ_т = 0,25*200 = 50 МПа

2.2. Определить диаметр стержня:

Принимаем d₀ = 7 мм, резьба М6, р= 1 мм (табл. 1.16).

Задача 3. Крышка подшипника крепится к корпусу винтами, затянутыми при сборке для обеспечения гер­метичности узла подшипника. Винты испытывают силу затяжки F₀ и воспринимают осевую силу F= 30 кН, направленную на узел подшипника. Винты из Ст3, σ_т = 200 МПа (табл. 1.14), число винтов z = 6.

Рис. 1.54

Решение,

3.1. Допускаемое напряжение на растяжение; на­грузка на один винт

σ_т — см. табл. 1.14; [s]_T — табл. 1.15; для Ст3, затяжка неконтролируемая.

3.2. Сила затяжки, обеспечивающая нераскрытие стыка.

F₀ = К_зат(1 - x)F_болт = 1,3(1 - 0,4)5 = 3,9 кН,

где x — коэффициент внешней нагрузки, x =0,4.

3.3. Расчетная сила с учетом влияния кручения

F_расч = 1,3 F₀ + х* F_болт = 1,3*3,9 + 0,4*5 = 7,06 кН.

4. Расчетный диаметр резьбы винта

По табл. 1.12 (ГОСТ 9150-81) принимаем винт М20, шаг резьбы р= 2,5 мм. Для выбранного винта внутренний диаметр резьбы d_i = 17,294 мм. Болт М20 подходит, так как d₁> d_p = 15,9 мм.

Задача 4. Подобрать болты для соедине­ния крышки с цилиндрическим сосудом сжа­того воздуха при следующих данных: давле­ние сжатого воздуха в цилиндре р = 0,5 МПа, внутренний диаметр крышки D= 40 мм, чис­ло болтов z= 14. Материал болтов сталь 20, класс прочности болтов 4.6. Затяжка болтов контролируемая. Прокладка полиэтиленовая (рис. 1.55).

Решение:

4 .1.Болты соединения считаем одинаково нагруженными. Внешняя нагрузка F_внеш силы давления сжатого воздуха

Сила, приходящаяся на один болт

4.2.Определить силу затяжки болтов, приняв К_зат= 2 (нагрузка посто­ янная), х = 0,5 (соединение с упругой прокладкой).

F_расч= 1,3F₀ + xF= 1,3*4700 + 0,5*4700 = 8450 Н.

3. Для болтов из стали 20 и класса прочности 4.6 по табл. 1.13 нахо­дим σ_т = 240 МПа; ■ при контролируемой затяжке запаса прочности [s]_T=1,7...2,2, принимаем [s]_T = 2.

4. Определить расчетный диаметр резьбы болта.

По табл.1.12 (ГОСТ 9150-81) принимаем М10, шаг резьбы р = 1,5 мм. Для принятого болта М10 внутренний диаметр резьбы d₁ = 8,376 мм. Болт М10 подходит, так как d₁ = 8,376 мм > d_pacч= 8,2 мм.

Контрольные вопросы

1. Какие основные виды резьбовых соединений применяют в машиностроении? Дать сравнительную оценку.

1. Из каких материалов изготавливают резьбовые и крепежные детали?

2. От каких основных факторов зависит момент завинчивания в резьбовых соединениях?

3. Какие напряжения испытывает болт в момент затягивания?

4. Какие напряжения испытывает предварительно затянутый болт, поставленный с за­зором, при нагружении соединения сдвигающей силой?

5. Что является основным критерием работоспособности резьбового соединения?