Dmitrieva_L.A._Detali_mashin_i_osnovy_konstruirovaniya (только расчёты для курсового проекта)

пригодны для использования в качестве опор тихоходного вала редуктора.

7. Проверка выполнения условия: Pr max ≤ 0,5Cr.

С этой целью выполняем расчеты по п. 3–4 при максимальных значениях заданных сил переменного режима нагружения для подшипника более нагруженной опоры В. При этом очевидны следующие результаты: FrBmax = 5478 H, FaBmax = 0; Y = 0; X = 1.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

Pr max = (VXFrBmax + YFaBmax)kБ kT = 1 5478 1,3 1 = 7121 H.

Условие Pr max ≤ 0,5Cr выполнено: 7121 < 0,5 35 100 = 17 550 H.

Вывод.

Выполненные расчеты по проверке пригодности радиальных однорядных шарикоподшипников легкой серии (типоразмера 210) позволяют получить результаты в виде записанных в общем виде неравенств Cr тр < Cr, , Pr max ≤ 0,5Cr. Последнее указывает на пригодность выбранных подшипников для опор тихоходного вала редуктора при их надежности выше 90 % (с незначительным запасом по рассчитываемым параметрам).

Из двух типов подшипников качения, рассмотренных в качестве опор тихоходного вала, использование последних предпочтительнее.

222

Глава 15 СОЕДИНЕНИЯ ДЕТАЛЕЙ МАШИН

Соединение деталей (соединения) – конструктивное обеспечение соприкосновения деталей для образования из них частей машин и приборов. Различают соединения подвижное, которое представляет собой кинематическую пару или кинематическое соединение, и неподвижное соединение – это сложная деталь, образованная из простых деталей путем их скрепления.

Неподвижное соединение выполняют разъемным (резьбовое, шлицевое, шпоночное, с натягом и др.) и неразъемным (сварное, заклепочное и др.).

15.1. РЕЗЬБОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

Резьбовое соединение – соединение деталей с помощью резьбы, обеспечивающее их относительную неподвижность или заданное перемещение одной детали относительно другой.

Расчет незатянутых и затянутых болтов

Параметры резьбы стандартных крепежных изделий подобраны таким образом, что наиболее слабым элементом является тело болта (винта, шпильки).

Незатянутые болты работают только на растяжение или сжатие.

Расчетный внутренний диаметр резьбы незатянутого болта находят по формуле

где Fp – внешняя сила, растягивающая или сжимающая болт, Н; [σ]p – допускаемые напряжения, МПа (для болтов из углеродистых сталей [σ]p = (0,5...0,6)σт, легированных – [σ]p = (0,40...0,55)σт).

Затянутые болты, помимо растяжения или сжатия, работают на кручение, поэтому расчетный внутренний диаметр их резьбы находят по формуле

15.1. Допускаемые напряжения в долях от предела текучести ([σ]p / σт)

C = 1,2...1,4 – коэффициент, учитывающий напряжения кручения в теле винта или болта; Fp – расчетная сила на винте.

При неконтролируемой затяжке допускаемые напряжения [σ]p для затянутых болтов находят по таблице 15.1 в зависимости от диаметра резьбы и предела текучести материала болта σт.

Для стандартных болтов σт определяют следующим образом: стальные болты, винты и шпильки изготовляют 12-ти классов прочности. Класс прочности обозначают двумя числами. Первое число, умноженное на 100, дает минимальное значение временного сопротивления σв в МПа, второе, деленное на 10, равно отношению σт/σв, и, следовательно, их произведение, умноженное на 10, равно минимальному значению предела текучести материала резьбовой детали σт.

При контролируемой затяжке для болтов из углеродистых сталей [σ]p = 0,6σт, легированных – [σ]p = 0,5σт.

Затянутые и незатянутые болты подбирают по условию

d1(расчетное) ≤ d1(по ГОСТу) по ГОСТу с указанием d, d1, d2 и P (табл. В1 Приложения В).

Расчет затянутых болтов, нагруженных внешней осевой силой

Такими болтами выполняют соединения, для которых необходимо кроме прочности болтов обеспечить нераскрытие стыка

во избежание нарушения взаимного расположения соединяемых

226Глава 15. СОЕДИНЕНИЯ ДЕТАЛЕЙ МАШИН

15.4.Коэффициенты запаса уплотнения kуп, минимальные давления уплотнения q0min и модули упругости Е

Примечание. При уплотнении воздуха или пара значения kуп и q0min увеличивают в 1,8 раза; а газов с высокой проникающей способностью (водород, гелий и т.д.) – в 2,5 раза.

q0 – давление на контактных поверхностях прокладки, МПа, q0 = kуп рр ≥ q0min; kуп – коэффициент запаса уплотнения (см. табл. 15.4); q0min – минимальное давление уплотнения, МПа (см. табл. 15.4).

z

где z – количество болтов.

Число болтов для обеспечения равномерной затяжки стыка выбирают кратным четырем. Расстояние между осями болтов (шаг болтов t) при малых давлениях (pp ≤ 1, МПа) t = (5...7)d; при больших давлениях (pp ≥ 3, МПа); t = (2,5...4)d.

Расчетная сила в болте

где C = 1,2...1,4 – коэффициент, учитывающий напряжения кручения. Расчетный внутренний диаметр болта

Здесь σ–1p = (0,8...0,9)σ–1 – предел выносливости материала болта при растяжении-сжатии, МПа; σ–1 – предел выносливости материала винта, МПа (см. табл. В2 Приложения В); Kσ – эффективный коэффициент концентрации напряжений в резьбе (табл. 15.5); Kк – коэффициент конструктивной формы: Kк = 1 – при работе гайки на сжатие, Kк = 1,2...1,3 – на растяжение; Kк = 1,2 – для гаек со спиральными вставками или уменьшенным модулем упругости (бронза, чугун); Kv – коэффициент поверхностного слоя: Kv = 1 – для накатанной резьбы; Kv = 0,85...0,95 – для нарезанной резьбы; Kd – коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров (рис. 15.1).

15.5. Эффективный коэффициент концентрации напряжений в резьбе Kσ

Расчетную силу в винте находим по формуле (15.11):

Fp = FзатС + χз Fв = 475 1,3 + 0,25 352 =

= 706 H,

где C = 1,3 – коэффициент, учитывающий напряжения кручения.

Принимаем класс прочности винтов 8.8. Тогда расчетный внутренний диаметр винта находим по формуле (15.12):

(см. табл. В1 Приложения В).

Винты ввинчены в корпус из чугуна СЧ 15, поэтому необходимо найти толщину его стенки, обеспечивающую прочность резьбы на срез и смятие.

Длина свинчивания резьбы винта из расчета на срез

[τ]ср = 0,2σт = 0,2 640 = 128 МПа; ξ – коэффициент полноты резьбы, ξ = 0,87 (резьба метрическая); km – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по виткам резьбы, km = 0,7 для крупного шага.