3357

lmax li max .

Таким образом, расчетная нагрузка:

Fp 1,3F3 (FM FN ) ,

где = 0,2...0,3 (детали стыка считают жесткими).

Затем определяют внутренний диаметр болта di , а по

таблицам стандарта находят соответствующую резьбу.

Расчет болтов при действии переменной нагрузки. Пример подобного соединения – болты нижнего подшипника шатуна двигателя внутреннего сгорания (рис. 12.8), которые должны надежно удерживать головку шатуна. Болт в соединениях подобного типа рассчитывают по пределу выносливости.

Рис. 12.8 Болта подшипника шатуна:

1 – шатун; 2 – прокладка; 3 – головка шатуна; 4 – болт

Диаграмма изменения сил и напряжений в болтах затянутого соединения с переменной внешней нагрузкой, изменяющейся от 0 до F , приведена на рис. 12.9.

159

штабный фактор; n – коэффициент качества поверхности (при

рактеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений; m – среднее напряжение цикла ( рис. 12.9).

Коэффициенты определяют по таблицам. Значения эффективных коэффициентов концентрации напряжений k для метрической резьбы можно брать в следующих пределах: для

4,5... 6,0. Большие значения k принимают для болтов из более прочных материалов и болтов, термически обработанных до нарезания резьбы. Для накатанных резьб k уменьшают на 20– 30%. При использовании гаек, выравнивающих нагрузку по виткам резьбы, k уменьшают на 30 – 40%.

руемой затяжке. Среднее напряжение цикла и амплитуда переменных напряжений:

m (F3 F / 2) / Aб ; a F /(2 Aб ) , 161

здесь Aá – площадь поперечного сечения болта.

Изменение напряжений в стержне болта при действии переменных напряжений показано на рис. 11,б. Кроме коэффициента запаса nR при действии переменных напряжений опре-

деляют коэффициент n запаса статической прочности материала по пределу текучести и сравнивают его с допускаемым значением:

11,6); [n] – допускаемый коэффициент запаса по пределу текучести (при неконтролируемой затяжке определяют по табличным данным, при контролируемой затяжке [n] = 1,2...1,5). При n [n] и n > [n] болт удовлетворяет условию прочности при

действии переменных напряжений.

Общие и теоретические вопросы рассмотрены в [1, гл. 8; 2, гл. 10; 3, гл. 5; 4, гл. 8; 5, гл. 3]. Примеры расчетов резьбовых соединений имеются в [3, §29; 5, гл.3, 14, гл. 5]. Некоторые наиболее характерные резьбовые соединения рассмотрены ниже.

Пример 8

Рассчитать болты дисковой муфты (рис. 12.10). Пе-

D = 240 мм. Материал полумуфт и болтов – сталь Ст. 3, число болтов z = 4 . Затяжка болтов неконтролируемая. Действующие нагрузки считать статическими. Расчет болтов выполнить для двух случаев установки в отверстия: с зазором и без зазора.

Решение

Вращающий момент, передаваемый муфтой

Окружная сила, воспринимаемая одним болтом

Рис. 12.10 Схема к расчету болтов дисковой муфты

а) – расчет болтов, установленных в отверстия с зазором

По табл.4 [1] для стали Ст. 3 выбираем [σ]Т = 220 МПа. По табл.12 [3] выбираем коэффициент запаса прочности при неконтролируемой затяжке n = 2,5.

Определяем допускаемые напряжения на растяжение, срез и смятие [1,§37]

Эквивалентное напряжение с учетом скручивания болта при затяжке

163

откуда внутренний диаметр резьбы

По табл. 3.3 [5] выбираем болт с ближайшим большим внутренним диаметром резьбы, т.е. болт с резьбой М 24, d1 = 20,752 мм, Р = 3 мм.

Болт также можно выбрать по табл.3.10 [5] в зависимости от величины РЗАТ и принятого материала.

б) расчет болтов, установленных в отверстия без зазора.

Выбираем ближайший больший по размеру болт – М 8. Очевидно существенное уменьшение размеров болта (и все-

го соединения), установленного в отверстие без зазора (сравнить

М 8 и М 24).

Пример 9

Рис. 12.11 Схема к расчету клеммового соединения

164

ℓ = 300 мм. Материал вала – сталь; материал рычага – чугун. Затяжка болта неконтролируемая.

Решение

При расчете клеммового соединения с прорезью дополнительной силой затяжки болтов пренебрегают или учитывают еѐ введением коэффициента К = 1,1. [1].

Примем, что момент сил трения на 20% превышает внешний момент М, т.е. коэффициент запаса от сдвига К = 1,2, тогда

МТ = 1,2М = 1,2P·ℓ.

Принимаем коэффициент трения f = 0,15. Усилие затяжки болта определяем по формуле [3]

По условию компоновки (рис. 9) диаметр болта не должен быть более 18 мм.

Определяем потребный диаметр болта из расчета (пример 8) или непосредственно по табл. 3.10 [5] выбираем болт М16 материал 12XH2. Предельная продольная осевая нагрузка для выбранного болта Р = 18 кН.

Пример 10

Рассчитать болты, с помощью которых полоса 1 прикреплена к металлической колонне 2 (рис. 12.12). Угол α = 30°; Р = 20 кН. Коэффициент трения в плоскости стыка f = 0,2. Материал полосы и колонны – сталь Ст.3. σТ = 240 МПа. Материал болтов – сталь 45 закаленная. σТδ = 580 МПа. Затяжка болтов неконтролируемая.

165

Рис. 12.12

Решение

Разложим силу Р на горизонтальную (Рx) и вертикальную (Рy) составляющие:

Рy = P·cos·30o = 20·0,86 = 17,2 кН

Рx = P·sin·30o = 20·0,5 = 10 кН

Перенесем силы Рx и Рy в центр тяжести треугольника c вершинами, совпадающими с центрами отверстий под болты (рис.12.13) и добавим моменты

МРx = – Рx · b = – 10 · 0,3 = – 3 кН·м;

МРy = Рy·(а+С) = 17,2·0,54 = 9,29 кН·м,

где С = (1/3)·ℓ = 40 мм.

Результирующий момент

МR = МР – МРx = 6,29 кН·м

Силы и момент действуют в плоскости стыка и должны быть уравновешены силами трения.

166

Силу Рy уравновешивают три силы:

Р′y = Рy /Z = 17,2/3 = 5,73 кН·м;

Рис. 12.13

Cилу Рx тоже уравновешивают три силы:

Р′y = Рx/Z = 10/3 = 3,33 кН.

Момент МR уравновешивают моменты трех сил Р' .каждая из которых направлена перпендикулярно радиусу, проведенному от центра тяжести стыка к центрам сечений болтов. Болты нагружены неодинаково. Наиболее нагруженным является болт 1, воспринимавший наибольшую по величине равнодействующую сил:

По схемы сил на рис. 10 определим равнодействующую на болт 1:

167

Дальнейшее решение задачи аналогично решению, рассмотренному в примере 8.

13. ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ И ДЕТАНДЕРЫ. МЕМБРАННЫЕ КОМПРЕССОРЫ

13.1. Конструкции поршневых компрессоров

Компрессор – устройство для сжатия и подачи воздуха или другого газа под давлением. Степень повышения давления в компрессоре более 3.

По принципу действия и основным конструктивным особенностям различают компрессоры поршневые, ротационные, центробежные, осевые и струйные. Компрессоры также подразделяют по роду сжимаемого газа (воздушные, кислородные и др.), по создаваемому давлению (низкого давления – от 0.3 до 1 Мн/м, среднего – до 10 Мн/м и высокого – выше 10 Мн/м), по производительности и другим признакам.

Поршневые компрессоры являются наиболее распространенным типом холодильных компрессоров. Их применяют в холодильных машинах производительностью от нескольких десятков ватт до сотен киловатт, а в области малых холодопроизводительностей (до 2 – 3 кВт) – это практически единственный используемый тип компрессоров.

Процесс сжатия в поршневых компрессорах осуществляется в цилиндре в результате возвратно-поступательного движения поршня и изменения вследствие этого рабочего объема цилиндра.

168