книги из ГПНТБ / Зиновьев, Владимир Андреевич. Детали машин учебник для немеханических специальностей высших технических учебных заведений

чины соответствующих им сил. Фиг. 37, а соответствует на графике

начало координат — точка О (фиг. 38, а); сила, действующая на болт, и деформация равны нулю. Фиг. 37, б соответствуют на гра­ фике абсцисса ОА и ордината АБ, представляющая силу V. Так как деформации болта в соединении не должны выходить за предел пропорциональности, то, соединив прямой точки О и В, мы полу­ чаем линию, отражающую закон, по которому изменяется деформа­

можно продолжить вправо.

Фиг. 36.

Подобным же образом строим график для прокладки, приведен­ ный на фиг. 38, б. На фиг. 38, а деформации растяжения болта откладывались вправо, на фиг. 38, б деформации сжатия прокладки

отложены влево. Линия ОуВ^ — кривая жесткости прокладки.

Совместив оба графика так, чтобы ординаты АВ и AiBi совпали,

получаем график, изображенный на фиг. 38, в.

После приложения силы Qo болт дополнительно удлинился на величину %2. Деформации Д- Аг, выражаемой на графике абс­ циссой ОС (фиг. 38, в), соответствует сила, выражаемая на графике ординатой CD. До приложения силы Qo деформация прокладки выражается абсциссой OiA. После приложения силы Qo деформация прокладки становится равной — Xz и выражается на графике абсциссой OiC, которой соответствует ордината СЕ, представляю­ щая собой остаточную силу V. Сила <20, нагружая дополнительно болт, частично разгружает его от давления со стороны прокладки: после приложения силы Qo болт находится под действием не суммы сил Qo и V, а под действием силы Qo+ У' <Q0+V.

прямой линией, что можно признать правильным для металлической прокладки, но так как материал мягкой прокладки не подчиняется закону Гука, то эта линия может оказаться кривой, выпуклой или

вогнутой по отношению к оси абсцисс в зависимости от материала

прокладки. В первом случае остаточная сила затяжки V' получается меньшей, чем на фиг. 38, в, во втором — большей. Так как модуль упругости мягкой прокладки во много раз меньше модуля упру­ гости болта, то, несмотря на меньшую толщину прокладки по сра­

внению с длиной растягиваемой части болта, деформация прокладки получается значительно большей. Вследствие этого при мягкой

прокладке точка Oi на фиг. 38, в должна быть расположена значи­ тельно правее, чем это показано, а сила V должна быть более близ­ кой по величине к силе У.

Расчет фланцевых болтов связан с затруднениями еще бблыпими,

чем расчет болтов, подвергающихся после монтажа действию по­ перечных нагрузок. Во-первых, так же как и при расчете болтов, в соединениях, подвергающихся действию поперечных нагрузок, практически не представляется возможным по изложенным выше

62 Соединения

где [о]р — допускаемое напряжение при растяжении без учета касательного напряжения;

Таблица 6

Условные допускаемые напряжения и предельные нагрузки для фланцевых болтов из стали Ст.З

— — множитель, учитывающий наличие касательного напряжения.

Фиг. 40.

В той же таблице приведены допускаемые нагрузки[|$, соответ­ ствующие указанным допускаемым напряжениям, и отношения -5— ,

облегчающие расчет фланцевых болтов, в чем можно убедиться, озна­ комившись с помещенными ниже примерными расчетами.

Приведенные в табл. 6 допускаемые напряжения и нагрузки предназначены для болтов из стали Ст.З — материала, наиболее часто применяемого для фланцевых болтов. Для болтов из сталей

других марок напряжения и нагрузки следует умножать на отно­ шение предела текучести стали выбранной марки к пределу теку­ чести стали Ст.З. Указанные в таблице допускаемые напряжения и нагрузки можно принимать при расчете, если температура флан-

Не следует упускать из вида, что приведенные в таблице услов­ ные напряжения и нагрузки предназначены тольк j для расчета фланцевых соединений и притом только для такого метода расчета,

при котором условно не принимается во внимание величина оста­ точной затяжки болтов после возникновения внутреннего давления в аппарате или трубопроводе.

Равномерное затягивание болтов облегчается, если число их кратно 4. Округление принимаемого к исполнению числа болтов до числа кратного 4 всегда делается и считается обязательным.

При слишком малом расстоянии между осями фланцевых болтов затягивание их обыкновенными ключами является затруднительным

или даже невозможным, при слишком большом расстоянии затруд­ няется поддерживание герметичности фланцевого соединения. Шаг болтов t, т. е. расстояние между осями смежных болтов, измеряемое по окружности центров болтовых отверстий (а не по хордам), при­

нимается поэтому в пределах 3,5 d < t < 5do.

Затягивание болтов торцовыми ключами дает возможность вы­

ходить за нижний предел, что и приходится делать при больших внутренних давлениях. При предварительных расчетах следует принимать t = 4do.

Болты диаметрами меньшими М16 не применяются во фланце­ вых соединениях аппаратов и трубопроводов с внутренними диамет­ рами, большими 70 мм. В ряде ГОСТов на фланцевые соединения,

утвержденных в 1954 г., не предусматриваются болты М18 и М24, показанные в табл. 6.

Пример 1. Рассчитать фланцевые болты по данным, взятым из ГОСТа 1260-54 (фиг. 40): внутренний диаметр фланца D — 2s = 89,2 см, диаметр окружности центров болтовых отверстий Di = 102 см, ширина прокладки 6 = 4,4 см, давле­ ние р = 6 кГ/см2.

Сила, приходящаяся на один болт,

40 000

Qo = 6

4z

где z — число болтов;

л 102 _ л 102 _ 80

rffl CM.

Отношение = 40 000 : 80 = 500 кГ/см. *о<

По табл. 6 проверяем пригодность болтов М22 (d0 = 22 мм); допускаемая

нагрузка для болта с таким диаметром составляет 1150 кГ.

Соединения

Из этого следует, что к применению такого рода болтов надо

относиться с большой осторожностью.

Допускаемое нормальное напряжение для болтов с эксцентрич­

ной нагрузкой с учетом касательного напряжения нужно опре­ делять по формуле

так как изгибающим моментом касательное напряжение не увели­

чивается.

Следует иметь в виду, что и при симметричной головке болт может подвергаться действию изгибающего момента, если грубо обработанными поверхностями соприкосновения гайки и головки с деталями не обеспечивается равномерного распределения элемен­ тарных сил со стороны детале!! на опорных поверхностях. В таком случае линии действия равнодействующих элементарных сил могут не совпадать с осью болта, вследствие чего стержень болта будет подвергаться не только растяжению, но и изгибу.

§ 4. КЛИНОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

Клиновые соединения осуществляются при помощи изображен­ ной на фиг. 42 детали, называемой клином. Рабочие грани клина

Зависимость между силой Р, вдвигающей клин в отверстия дета­ лей, и силами Q, действующими со стороны деталей на клин (фиг. 43, б), получается на каждой из двух сторон, очевидно, такой

же, как между силой Р, действующей на груз, находящийся на на­ клонной плоскости и направленной параллельно основанию пло­ скости, и силой Q со стороны груза, направленной перпендику­

лярно основанию плоскости. Поэтому

Р — Q tg (^"i + Ф1) + Q tg (^2 + Фг),

где Xi и А2 — углы наклона рабочих граней клина к его оси;

ф] и <р2 — углы трения, которые могут быть разными, так как

детали А и В могут быть выполнены из разных материалов.

На практике всегда производится только поверочный расчет шпонок; размеры поперечного сечения шпонки устанавливаются

по стандарту в зависимости от диаметра вала; длина определяется

копструктивно (в зависимости от длины посаженной детали) и округ­ ляется по стандарту, после чего определяется напряжение.

Ввиду незначительного плеча пары сил Р, действующих на шпонку со стороны вала и втулки, проверку прочности шпонки на из­ гиб можно считать излишней. Шпон­ ки проверяются только на срез и смятие.

формулы для поверочного расчета шпонок получаются следую­

щими; на смятие

При проверке на смятие необходимо принимать во внимание материалы вала и втулки, которые также подвергаются смятию. При стальной втулке допускаемое напряжение на смятие можно

тельным, а длина шпонки не может быть увеличена, то предусматри­

вается постановка еще одной или двух шпонок или шлицевое соеди­

нение.