DM_1 / Деталі машин КЛ [Стадник В. А

У відповідності з цим висоту нормальних стандартних гайок кріпильних деталей приймають

Так як d > d1 (наприклад, для кріпильної різьби d ≈ 1,2d1 ), то міцність різьби при нормальних і високих гайках перевищує міцність стрижня і гвинта.

Таким же чином установлюють глибину загвинчування гвинтів і шпильок в деталі: в стальні деталі H1 = d , в чавунні і силумінові H1 ≈ 1,5d .

Всі приведені залежності враховуються в стандартах на кріпильні деталі, що дозволяє, не проводячи розрахунку різьби на міцність, розраховувати з’єднання тільки на міцність стрижня. Методика розрахунку стрижня кріпильної деталі залежить від схеми навантаження, тому нам потрібно розглянути різні випадки цих розрахунків.

19.6. Розрахунок на міцність стрижня болта (гвинта) для різних

випадків навантаження з’єднання

Види руйнування різьбових кріпильних деталей: розрив стрижня по різьбі або перехідному перерізу біля головки; пошкодження або руйнування різьби (зминання і зношування, зріз, згин); відрив головки та ін.

Аналіз експлуатації і ремонту різних виробів машинобудування з нарізними з’єднаннями показав, що руйнування болтів у різних перерізах найчастіше (у 65% випадків руйнування) відбувається на нарізній частині стрижня (рис. 19.20).

Так як було показано раніше, розміри стандартних болтів, гвинтів, шпильок і гайок відповідають умові рівноміцності за критеріями, відповідними вказаним вище руйнуванням, то звичайно їх розрахунок обмежується

530

Рис. 19.20. Частота руйнування болтів у різних перерізах розрахунком за одним із основних критеріїв роботоздатності – міцності на розрив нарізної частини стрижня за внутрішнім діаметром різьби d1 .

Розрахунок болтів, навантажених осьовою силою

Болт у з’єднанні поставлений із зазором без попередньої затяжки.

Прикладом такого з’єднання може бути кріплення вантажної петлі (рис. 19.21). Особливістю цього з’єднання є те, що болт не має попередньої затяжки (між деталями з’єднання є зазор).

531

Рис. 19.21. Схема для розрахунку болта, який навантажений осьовою силою без попередньої затяжки

У даному з’єднанні болт працює на деформацію розтягу. Умова міцності болта на розтяг:

де Fa - сила, що діє на стрижень болта, Н;

d1 - внутрішній діаметр болта, мм;

[σ ]p - допустиме напруження розтягу, МПа.

Допустиме напруження розтягу для болтів визначається:

де σП - границя плинності матеріалу болта, МПа;

S - коефіцієнт запасу міцності.

Допустиме значення коефіцієнта запасу міцності для вуглецевої сталі при постійному навантаженні S =1,5…4,0. При цьому більше значення приймають при меншому діаметрі болта, менше значення при більшому діаметрі.

Тоді внутрішній діаметр болта

Орієнтовне значення зовнішнього діаметра d ′ ≈ 1,2d1 .

За розрахунковим значенням приймається стандартний болт з діаметром

d > d ′.

Болт затягнутий, зовнішнє навантаження відсутнє.

Таке з’єднання зустрічається в тих випадках, коли потрібно закріпити деталі, на які не діють зовнішні сили, а з’єднання повинне бути герметичним (кріплення кришок і люків корпусів різних машин та ін.). Потрібну силу затяжки болта Fзат (рис. 19.12) вибирають із умови забезпечення герметичності стику деталей (між деталями знаходиться пружна прокладка). У

цьому випадку болт піддається розтягу, обумовленому силою затяжки Fзат , і

крученню від моменту в різьбі Т р , що визначається за формулою (15.4). Лише для встановлювальних болтів при визначенні моменту, що скручує стрижень, слід враховувати момент сил тертя на торці.

533

Рис. 19.22. З’єднання затягнутим болтом без зовнішнього навантаження

Тоді в небезпечному перерізі нарізної частини болта (гвинта) будуть діяти напруження:

від сили затяжки Fзат

Міцність стрижня болта оцінюється за еквівалентним напруженням

534

Таким чином, болт, затягнутий в такому з’єднанні, розраховують тільки

на розтяг, але не за дійсною, а за збільшеною на 30% силою затяжки Fзат .

Значення d1 узгоджують із стандартним і вибирають номінальний діаметр d різьби болта.

Розрахунок болтів з ексцентричним навантаженням. Таке

навантаження виникає при використанні болтів з ексцентричною головкою (рис. 19.23, а), при непаралельності опорних поверхонь (рис. 19.23, б), при

535

похибках виготовлення з’єднуваних деталей, болтів і гайок або із-за їх деформації під час монтажу і експлуатації.

Рис. 19.23. Різьбові з’єднання при дії ексцентрично прикладеного осьового навантаження

При ексцентричному навантаженні болта реакція опорних поверхонь дорівнює силі затяжки Fзат = Fa , але її лінія дії зміщена від поздовжньої осі болта на відстань е. Під дією ексцентричної сили розтягу Fa в поперечному перерізі болта виникають напруження розтягу σ р і згину

Сумарне напруження σ = σ р +σзг ,

тут напруження розтягу

σ р = β × Fa ,

πd12

4

напруження згину

σзг = M зг = Fa ×3l .

Wx πd1

32

Тоді

536

ексцентриситету е (див. рис. 19.23, а, б) за формулою Мзг = Fa × e .

Одержана формула (19.29) показує, що при ексцентричному прикладенні

(гвинтів) з ексцентричними головками.

Звичайно в різьбових з’єднаннях (рис. 19.23, в) кути перекосів невеликі. При невеликих напруженнях затяжки можна вважати, що таке з’єднання виявляється в умовах чистого згину. Тоді момент згину визначається в залежності від величини кута нахилу α (див. рис. 19.23. в) за формулою

де Wx = πdc 3 - осьовий момент опору перерізу стрижня.

32

537

МПа, σзг =300 МПа.

Напруження згину у гвинтах за таким розрахунком можуть досягати досить великих значень. Дійсні напруження набагато менші. Це пов’язано з місцевими пружними і пластичними контактними деформаціями і обмеженням згину гвинтів в отворі.

Рис. 19.24. Способи зменшення напружень згину в стрижні болта

Для запобігання ексцентричного навантаження болтів необхідно ретельно оброблювати опорні поверхні під гайки і головки болтів (рис. 19.24, а), застосовувати сферичні шайби (рис. 19.24, б).

У з’єднаннях, указаних на рис. 19.24, в слід підкладати косу шайбу.

538

Розрахунок болтів, які навантажені силами, що зрушують деталі в

стику (навантаження постійне)

Ненапружене болтове з’єднання (болт поставлений без зазору, рис.

19.25).

Уцьому випадку отвір калібрується розгорткою, а діаметр стрижня болта виконується з допуском, що забезпечує посадку типу Н7/n6.

Уцьому випадку сили тертя в стику з’єднання не враховуються, тому що затягування болта необов’язкове.

Стрижень болта розраховується за напруженнями зрізу й зминання. Умова міцності за напруженнями зрізу:

Рис. 19.25. Схема для розрахунку болта, поставленого при поперечному навантаженні без зазору

Звідси діаметр стрижня болта дорівнює: