2 Расчет болтовых соединений, выполненный с предварительной затяжкой.(при действии сил, открывающих детали).

1.Определение податливости болта и деталей.

Деформирование болта с усилием растяжения законом Гука.

- податливость болта

или Длина болта – толщина соединения деталей; у винта – толщина детали, в которой резьба не нарезана.

- площадь поперечного сечения болта.

и

Деформирование деталей определяется по конусам влияния ( конусами Бабарыкова)

К онус влияния можно заменить цилиндром, если

2.Рассмотрим зависимость деформации болтового соединения от прилагаемой нагрузки:

а) болт не нагружен осевой силой, затяжки нетб) к болту прикладывают силу затяжки (болт вытягивается, а деталь сжимается на и соответственно).

Деформация болта и детали рассматриваем совместно. В случае затяжки .в) затянутое соединение подвергается действию силы F_a, открывающей детали.

Болт вытягивается на а деталь разжимается на эту же величину.

F _a– доля внешней силы, которая приходится к растяжению болта

- коэффициент внешней нагрузки (показывает долю внеш-ней нагрузки, приходящейся на болт).

- доля внешней силы, приходящейся на деталь

F_оз– сила остаточной затяжки.

Выведем условное отсутствие открытия стыка.

F_оз>0 сила затяжки тогда определяется в зависимости от осевой силы F_a:

к – коэффициентпредварительной затяжки (1,3-1,5)

FР =1,3FЗ + Fa

Общая сила растяжения болта: F_Р =F_З + F_a,. Учитывая, что сила F_Зпроизводит одновременно подкручивание болта, произведением домножения на 1,3:

- проверочный расчет

расчетная формула

3. Определение коэффициента внешней нагрузки

При предварительных расчетах =0,2-0,3 (если нет между деталями податливой прокладки, иначе = до 0,8)

 Определение силы затяжки

 

Коэффициент внешней нагрузки –  ,  учитывающий приращение нагрузки болта и уменьшение затяжки стыка, определяется по формуле:

                    

32) Податливость винта (болта) и деталей. Податливость стерж­ня постоянного сечения в общем виде определяется по формуле

где I — длина деформированной части детали; А — ее попереч­ное сечение; Ε — модуль упругости 1-го рода материала детали

λб = lб / (Еб Аб); λд = δд / (Ед Ад),где λб, λд— податливости болта и деталей, равные их деформации при единичной нагрузке (податливость обратна жёсткости); Еб, Ед, Аб, Ад — модули упругости и площади сечения болта и деталей; δд — суммарная толщина деталей δд ≈ lб.В сложном случае податливость системы определяют как сумму податливостей отдельных участков болта и отдельных деталей.

34) Шпоночное соединение – один из видов соединений вала со втулкой с использованием дополнительного конструктивного элемента (шпонки), предназначенной для предотвращения их взаимного поворота. Шпоночные соединения могут быть подвижными или неподвижными в осевом направлении

Классификация соединений в зависимости от формы шпонки: соединения призматическими шпонками, соединения клиновыми шпонками, соединения тангенциальными шпонками, соединения сегментными шпонками, соединения цилиндрическими шпонками

Призматические шпонки широко применяют во всех отраслях машиностроения. Простота конструкции и сравнительно низкая стоимость – главные достоинства этого вида соединений.

Отрицательные свойства: соединение ослабляет вал и ступицу шпоночными пазами;

Расчет ненапряженных

где h, b, l - высота, ширина и длина шпонки;

35) Под напряженнымпонимается такое соединение, в котором постоянно действуют внутренние силы упругости, вызванные предварительной (т.е. до приложения нагрузки) затяжкой.

Напряженные шпоночные соединения осуществляются стандартными круглой, клиновыми, тангенциальными шпонками с уклоном 1:100, обеспечивающим самоторможение.

Расчет напр.шпон. соед в тетради

36) Зубчатые соединения образу¬ются при наличии наружных зубьев на валу и внутренних зубьев в отверстии ступицы (рис. 6.6). Размеры зубчатых соединений, а также допуски на них стандартизованы.

Зубья на валах получают фрезерованием, строганием или накатыванием. Зубья в отверстиях образуют протягиванием или долблением. Достоинства шлицевых соединений по сравнению со шпоночными: возможность передачи больших моментов благодаря значительной поверхности контакта соединяемых деталей и равномерному распределению давления по этой поверхности, более точное центрирование ступицы по валу, лучшее направление при перемещении ступицы по валу и большая прочность вала.

По профилю различают следующие шлицевые соединения (рис. 28):

прямобочные (а) - число шлиц Z = 6, 8, 10, 12;

звольвентные (б)- число шлиц Z = 12, 16 и более;

треугольные (в) - число шлиц Z = 24, 36 и более.

расчет на смятие, Τ — передаваемый вращающий момент, Η «мм; SF — удель­ный (на единицу длины) суммарный статический момент площа­ди рабочих поверхностей, мм3/мм (см. табл. 5.1); /р— рабочая длина зубьев (см. рис. 5.1); [а]см — допускаемое напряжение смятия, Н/мм2.

37) Соединение с натягом — технологическая операция получения условно разъёмного соединения[1], которое получается при вставлении одной детали (или части её) в отверстие другой детали при посадке с натягом.

достоинствам цилиндрических соединений с гарантированным натягом относятся: простота конструкции, хорошее центрирование соединяемых деталей, возможность передачи больших нагрузок как статических, так и динамических (ударных).

Недостаткам цилиндрических соединений с гарантированным натягом относятся: сложность сборки и разборки соединений,

38) Заклёпочное соединение — неразъёмное соединение деталей при помощи заклёпок. Обеспечивает высокую стойкость в условиях ударных и вибрационных нагрузок.

По конструкции заклёпочные соединения делятся на однорядные и многорядные с цепным или шахматным расположением заклёпо

Достоинства Не позволяет распространяться усталостным трещинам, таким образом повышает надёжность всего изделия.

Позволяет соединять не поддающиеся сварке материалы.

Недосттатки ,Трудоёмкость процесса., Повышенная материалоёмкость соединения. Процесс сопровождается шумом и вибрацией.