3.2.2. Крепление полосы к косынке 20

3.2.3. Сварка стальных полос 22

3.2.4. Комбинированный шов 23

3.2.5. Консольное соединение 25

3.2.6. Крепление уголка 27

3.2.7. Крепление кронштейна корпуса подшипника 28

3.2.8. Крепление кронштейна 30

3.2.9. Консольное крепление трубы 32

Приложения 33

Литература 35

1. Введение

Соединения деталей – конструктивная реализация составления деталей для образования из них частей машины. Под соединениями в машиностроении понимают соединительные детали и прилегающие к ним части соединяемых деталей

Главнейшим классификационным признаком соединений является возможность разборки, поэтому все их виды можно отнести к двум группам: разъёмные и неразъёмные.

Разъёмные соединения допускают разборку без разрушения каких-либо элементов (резьбовые, клиновые, шлицевые, шпоночные, штифтовые и т.п.).

Неразъёмные соединения для разборки требуют полного или частичного разрушения элементов (сварные, паяные, клеевые, клёпаные и т.п.).

Ярчайшими представителями этих двух групп являются соответственно резьбовые и сварные соединения. Их широкое применение обусловлено высокой стандартизацией, технологичностью, надёжностью. Практически ни один механизм, агрегат или машина не обходятся без сварных, а уж тем более без резьбовых соединений.

Поэтому освоение навыков расчёта резьбовых и сварных соединений очень важно для будущих инженеров.

2. Резьбовые соединения

Резьбовыми называют разъёмные соединения, образуемые специальными деталями – винтами и гайками, имеющими специальные винтовые канавки, называемые резьбой. Применяются повсеместно. Конструкции и расчёту резьбовых соединений посвящена обширная литература.

1. Общие принципы расчёта резьбовых соединений

Чаще всего расчёт резьбовых соединений выполняется на стадии проектирования машины, когда конструктор задаёт число и расположение болтов, а затем определяет их диаметр (номер). Иногда возникает необходимость проверить прочность болтов уже спроектированной машины, например, при назначении других условий её работы.

В процессе работы детали резьбовых соединений испытывают либо растяжение, либо срез и смятие в зависимости от схемы приложения сил и от наличия зазоров между болтами и отверстиями соединяемых деталей.

В любом случае необходимо знать силы, действующие на каждый болт или винт, а затем в зависимости от вида расчёта либо определять требуемый диаметр болтов (проектировочный расчёт) либо оценить прочность назначенных болтов, сравнивая их напряжения с допускаемыми.

При этом нельзя забывать, что главный недостаток резьбовых соединений – концентрация напряжений во впадинах резьбы, что обязательно должно учитываться корректным назначением допускаемых напряжений.

2. Примеры расчёта резьбовых соединений

2.2.1. Расчёт силы затяжки болта

Определить силу F_зат , которую необходимо приложить к стандартному ключу при завинчивании гайки (Рис. 2.2.1) до появления в стержне болта напряжений, равных пределу текучести σ_т = 200 МПа (сталь 10). Определить также напряжения смятия σ_см и среза τ в резьбе. Расчет выполнить для болтов М6, М12, М36 и сравнить полученные результаты. Длину ручки стандартного ключа в среднем принять l = 15d, коэффициент трения в резьбе и на торце гайки f = 0,15.

Используя таблицы стандартов, находим необходимые для расчетов размеры (Табл. 1 Прил.).

Сила затяжки, при которой эквивалентное напряжение в стержне болта равно σ_т для болта М6

Момент завинчивания

Здесь принято:

Приведённый коэффициент трения в резьбе

Угол трения

Сила, приложенная к гаечному ключу

Выигрыш в силе F_зат /F_к = 2900 / 39 ≈74 раза.

Напряжения в резьбе при F = F_зат (z=5 – число рабочих витков гайки)

Касательные напряжения среза (высота гайки 5мм; коэффициент полноты треугольной резьбы 0,87; коэффициент неравномерности нагрузки по виткам резьбы 0,6)

Результаты расчетов для других болтов получены аналогично и сведены в таблицу

Силовые параметры при затяжке болтов до напряжения σэк=200 Мпа (сталь10)	Болт
	М6	М12	М24	М36
Сила затяжки Fзат, Н	2900	12160	51425	121550
Момент завинчивания Тзав, Нм	3,5	32,7	239	840
Сила на ключе Fк, Н	39	180	664	1555
Выигрыш в силе Fзат/ Fк	74	68	77	78
Напряжения смятия в резьбе σсм, МПа	64	67	70	74
Напряжения среза в резьбе τ, МПа	72	77,8	79	84

Из результатов расчёта видно, что болты малого диаметра (до М8) можно легко разрушить при затяжке, так как человек может приложить к ключу силу F_к до 200 Н, а нагрузочную способность болтов большого диаметра (больше М24) трудно использовать полностью. Напряжения смятия σ_см не превышают напряжений среза τ, а допускаемые напряжения [σ_см] в два раза больше [τ]. При этом прочность крепежных резьб по σ_см более чем в два раза превышает прочность по τ. Крепежные резьбы можно не рассчитывать по σ_см.

2.2.2. Крепление клеммного рычага

Определить требуемые усилия затяжки болтов для двух вариантов крепления рычага к головке клеммы.

Силу Р, действующую на рычаг, приводим по правилам статики к центру тяжести болтового соединения точке С (рис. 2.2.2.а). В результате в плоскости стыка получаем силу Р₁ = Р и момент М = Рl. Сила и момент должны быть уравновешены силами трения, вызванными затяж­кой болтов. Условно примем, что точки приложения равнодействующих сил трения совпадают с центрами тяжести болтовых отверстий рычага. Действие силы Р₁ и момента рассматриваем раздельно. Сила P₁ уравновешивается силами Т_р, каждая из которых равна 0,5P₁=0,5P (рис. 2.2.2.а). Момент М уравновешивается моментом пар сил T_M :

Наибольшая сила трения

должна быть обеспечена затяжкой правого болта; с учетом увеличения затяжки на 20% по сравнению с минимально необходимой имеем

Расчет на прочность надо выполнить для более нагруженного правого болта; второй (левый) болт следует принять такого же диаметра, как и пер­вый (правый). Для схемы на рис 2.2.2.б силы трения, уравновешивают сдвигающую силу Р и момент М = Рl. По-прежнему

но в этом случае силы T_M направлены горизонтально. Суммарные силы трения

для обоих болтов одинаковы, а, следовательно, и величины затяжки этих болтов также одинаковы:

Для второго случая величина силы затяжки V меньше, чем для первого, а значит:

.