ответы ДМ
.pdf
33. Расчёт незатянутого резьбового соединения, нагруженного осевой силой.
4F
P d1 2 [ P ]
[ P ] 0 .6 m
d1 |
1 .1 3 |
F |
|
|
|||
[ P ] |
|||
|
|
34. Расчёт затянутого болтового соединения с дополнительной осевой нагрузкой.
Под действием силы затяжки болт растягивается на величину lБ lБ ' ,
где lБ ' -деформация под действием внешней нагрузки.
Деталь сжимается на величину l Д l Д ' ,
где l Д ' - уменьшение сжатия детали под действием внешней нагрузки
Х “хи” – коэффициент внешней нагрузки показывает какая часть внешней нагрузки дополнительно растягивает болт.
Суммарное усилие, действующее на болт:
FБ FЗ А Т X F
F Д FЗ А Т (1 X ) F
Минимальная сила затяжки: FЗ А Т k (1 X ) F , где k – коэф. запаса (1,25...2)
X |
|
Д |
|
|
|
|
|
, где λ – податливость |
|
Д |
|
|
||
|
|
|||
|
Б |
|||
если стальные детали без прокладки, то Х=0,2...0,3 если с прокладкой, Х=0,4...0,5 напряжения кручения учитывают числом 1,3
а) болт сначала затянут потом нагружен: |
FP |
1.3k (1 X ) F X F |
||||||||
б) болт сначала нагружен потом затянут: |
FP |
1.3 k (1 X ) F X F |
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
4 FP |
[ |
|
] |
|
|
|
|
P |
|
P |
|
|
||||||
|
|
d |
2 |
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
35. Расчёт болтового соединения, нагруженного поперечной силой.
а) болт поставлен с зазором – затяжка обязательна, на стыках возникает трение.
FТ Р fFЗ А Т
FТ Р F
k-коэффициент запаса(1,4..2) f-коэффициент трения i-число стыков
z-число болтов
FЗ А Т |
|
F k |
-необходимая сила затяжки, |
|
fiz |
||||
|
|
чтобы детали не смещались |
||
|
|
|
Болт испытывает напряжения кручения т растяжения от FЗА Т
От внешних сил он ничего не испытывает.
|
|
1, 3 |
4 FЗ А Т |
[ |
|
] |
|
Э К В |
d 2 |
P |
|||||
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
||
|
|
1 |
|
|
|
||
б) болт без зазора (затягивать не надо)
В болте возникают напряжения смятия и среза под действием внешней поперечной силы. Расчёт по основному диаметру болта.
С Р |
|
|
4 F |
|
[ С Р ] |
|||||
|
|
|
|
|
||||||
d |
|
|
|
|||||||
|
|
|
2 iz |
|
|
|||||
|
|
|
|
0 |
|
|
|
|
||
С М |
|
F |
[ |
|
] |
|||||
|
|
|
С М |
|||||||
d 0 |
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
δ – наименьшая толщина соединённых деталей.
Предельная сила сдвига определяется прочностью болта.
36. Определение расчётной нагрузки при расчётах затянутых болтовых соединений на прочность.
(болт затянут, внешняя нагрузка отсутствует + зазор)
Под действием силы затяжки возникают напряжения растяжения:
P 4 FЗ А Т
d12
Под действием момента завинчивания возникают напряжения кручения:
|
|
|
- момент трения в резьбе |
|
K |
|
TP |
|
|
W P - полярный момент сопротивления |
||||
|
|
|||
Получаем сложное напряжённое состояние. Оценка прочности по эквивалентному напряжению. Сложное напряжённое состояние приводим к простому растяжению.
По энергетической теории:
Э К В 
P 2 3 K 2 [ Э К В ]Э К В 1 .3 P
Э К В FЗ А Т
А
А – площадь стыка
37. Шпоночные соединения и их классификация. Расчёт на прочность шпоночных соединений призматическими и сегментными шпонками.
Шпоночные соединения осуществляются при помощи шпонок, которые устанавливаются в пазах вала и ступице колеса.
Достоинства: простота разборки/сборки, надёжность в эксплуатации. Недостатки: ослабление вала шпоночными пазами, высокая концентрация напряжений.
Шпоночные соединения делятся на две группы:
1)Ненапряжённые, те которые не вызывают деформации вала (призматические и сегментные)
2)Напряжённые (клиновые, тангенциальные)
1 – вал
2 – ступица колеса
3 – призматическая шпонка
4 – распорная втулка b – ширина шпонки h – высота шпонки
t1 – глубина шпоночного паза
t2 – глубина шпоночного паза на ступице. Длина шпонки выбирается из стандартного ряда. Шпонка подбирается по диаметру вала. Рабочая длина – длина шпонки по горизонтальному участку.
C M |
|
|
|
2T |
|
|
[ C M ] 1 0 0 М П а |
Обычно рассчитывают по напряжениям |
||
|
|
|
|
|
||||||
|
d lP ( h |
t1 ) |
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
смятия. |
||||
C P |
|
|
2T |
[ C P |
|
|
В продольном сечении возникают |
|||
|
] |
|
||||||||
|
|
|
напряжения среза. |
|||||||
d lP b |
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
C M |
|
2T |
[ C M ] |
|
|||
|
|
kld |
|
Сегментная шпонка глубже посажена в вал. Предохраняет от выворачивания, но при этом глубина паза на валу больше, это ослабляет вал.
Используют для передачи небольших моментов или просто для укрепления деталей на валу.
Проверка и по смятию и по срезу.
38. Шлицевые соединения, их классификация и область применения. Способы центрирования шлицевых соединений. Особенности прочностного расчёта.
Шлицевые соединения можно представить как многошпоночные, у которых шпонки выполнены заодно с валом.
Достоинства: большая нагрузка, более надёжны в динамических нагрузках (удар). Недостатки: сложная технология изготовления, высокая стоимость.
Основные геометрические параметры:
-число шлицов
-ширина шлица – b
-внутренний диаметр – d
-наружный диаметр – D
По форме шлица:
- прямобочные – эвольвентные - треугольные
Серии:
1.Лёгкая (для неподвижных соединений и передачи небольших моментов)
2.Средняя (для неподвижных)
3.Тяжёлая (подвиж., и неподвиж. соединений и передачи больших моментов)
Принцип центрирования:
1. По боковым граням (по ширине b)
Равномерно распределяют нагрузку между шлицами. Применяют в тяжелонагруженных соединениях. Сложно выдержать соосность.
2. По наружному диаметру.
При этом выдерживается соосность вала и колеса. Невысокая твёрдость вала НВ<350.
3. По внутреннему диаметру (НВ>350).
Проверка ведётся по напряжениям смятия:
C M |
|
T |
[ C M ] |
|
S F l |
||||
|
|
|
[ C M ] 5 1 5 М П а
Т- вращающий момент, SF – удельный статический момент, l – длина шлица.
[σCM] зависит от условий работы соединения.
Напряжения изнашивания: |
|
||
|
|
|
|
И З Н C M |
T |
[ И З Н ] |
[σИЗН] зависит от термообработки |
|
|||
|
S F l |
|
0,032 – улучшение |
[ И З Н ] (0 .0 3 2 0 .0 3) H R C |
0,03 – закалка. |
||
|
|||
|
|
|
|