Расчет резьбы на прочность

Основные виды разрушения резьб: крепежных — срез витков, ходо­вых — износ витков. В соответствии с этим основными критериями ра­ботоспособности и расчета для крепежных резьб являются прочность, связанная с напряжениями среза , а для ходовых резьб — износостойкость, связанная с напряже­ниями смятия , рис. 9.17.

Условия прочности резьбы по напряжениям среза:

для винта,

для гайки, (9.12)

где Н — высота гайки или глубина завинчи­вания винта в деталь; K =ab/p, или К=ce/p — коэффициент полноты резьбы; К_т — коэффи­циент неравномерности нагрузки по виткам резьбы.

Для треугольной резьбы К 0,87, для прямо­угольной К 0,5, для трапецеидальной К 0,65;

К_т (0,6.. .0,7).

Если материалы винта и гайки одинаковы, то по напряжениям среза рассчитывают только резьбу винта, так как

Рис. 9.17.

Условие износостойкости ходовой резьбы по напряжениям смятия

, (9.13)

где z=H/p — число рабочих витков (например, число витков гайки).

Формула (9.13) — общая для винта и гайки. Коэффициент К_т здесь принят равным единице, с учетом приработки ходовых резьб и при условии, что допускаемые напряжения принимают согласно с накопленным опытом эксплуатации.

Высота гайки и глубина завинчивания. Равнопрочность резьбы и стержня винта является одним из условий назначения высоты стан­дартных гаек. Так, например, приняв в качестве предельных напряже­ний пределы текучести материала на растяжение и сдвиг и, учитывая, что , запишем условия равнопрочности резьбы на срез и стержня винта на растяжение в виде

,

откуда при К = 0,87 и К_m 0.6 получаем

(9.14)

Здесь — напряжение растяжения в стержне винта, рассчи­танное приближенно по внутреннему диаметру резьбы d₁ .

В соответствии с этим высоту нормальных стандартных гаек кре­пежных изделий принимают (см. табл. 9.5). (9.15)

Кроме нормальных стандартом предусмотрены высокие и низкие гайки.

Так как d>d₁ (например, для основной крепежной резьбы (d 1.2 d₁), то прочность резьбы при нормальных и высоких гайках превышает прочность стержня винта.

По тем же соображениям устанавливают глубину завинчивания винтов и шпилек в детали: в стальные детали , в чугунные и силуминовые .

Стандартные высоты гаек (за исключением низких) и глубины завинчивания исключают необходимость расчета на прочность резьбы стандартных крепежных деталей.

Расчет на прочность стержня винта (болта) при различных случаях

нагружения

Стержень винта нагружен только внешней растягивающей силой.

Примером служит нарезанный участок крюка для подвешивания гру­за (рис. 9.18).

Опасным является сечение, ослабленное нарезкой. Пло­щадь этого сечения оценивают приближенно по внутреннему диаметру d₁ резьбы.

Условие прочности по напряжениям растяжения в стержне

(9.16)

Допускаемые напряжения [ ] приведены ниже в табл.

Рис. 9.18. Рис. 9.19.

Болт затянут, внешняя нагрузка отсутствует. Примером служат болты для крепления ненагруженных герметичных крышек и люков корпусов машин (рис. 9.19). В этом случае стержень болта рас­тягивается осевой силой F_зат, возникающей от затяжки болта, и закручивается моментом сил в резьбе Т_р—см. формулу (9.5), где F равна F_зат.

Напряжение растяжения от силы F_{зат -}

Напряжения кручения от момента Т_{р -} (9.17) Требуемое значение силы затяжки F_зат = А , где А –площадь стыка деталей, - напряжение смятия в стыке деталей, значения которого выбирают по условиям герметичности.

Прочность болта выбирают по эквивалентному напряжению (9.18)

Для стандартных метрических резьб (по вычислениям) и это позволяет рассчитывать прочность болтов по упрощенной ф-ле (9.19)

Расчетами и практикой установлено, что болты с резьбой меньше М10 - М12 можно разрушить при недостаточно квалифицированной затяжке. Например, болт с резьбой М6 разрушается при силе на клю­че, равной 45Н; болт с резьбой М12 — при силе 180 Н (см. табл. 9.6). Поэтому в среднем и тяжелом машиностроении не рекомендуют приме­нять болты малых диаметров (меньше М8), если для затяжки не используются специальные ключи предельного момента.

Болтовое соединение нагружено силами, сдвигающими детали в сты­ке.

Условием надежности соединения является отсутствие сдвига дета­лей в стыке. Конструкция может быть выполнена в двух вариантах.

Болт поставлен с зазором (рис. 9.20). При этом внешнюю нагрузку F уравновешивают силами трения в стыке, которые образуются от затяжки болта. Без затяжки болтов детали могут сдвигаться на зна­чение зазора, что не допустимо. Рассматривая равновесие детали 2, получим условие отсутствия сдвига деталей

, или . (9.20)

где i – число стыков деталей (на рис. 9.20 – i =2); при соединении только двух деталей - i =1); f – коэффициент трения в стыке ( f=0,15-0,2 для сухих чугунных и стальных поверхностей); К – коэффициент запаса принимают: К = 1,3-1,5 при статической нагрузке и К = 1,8-2 при переменной нагрузке.

Прочность болта оценивают по эквивалентному напряжению, формула (9.19).

Отметим, что в соединении, в котором болт поставлен с зазором, внешняя нагрузка не передается на болт. Рис. 9.20.

Поэтому болт рассчитывают только на статическую прочность по силе затяжки даже при перемен­ной внешней нагрузке. Влияние переменной нагрузки учитывают путем выбора повышенных значений коэффициента запаса.

Болт поставлен без зазора (рис. 9.21). В этом случае отверстие калибруют разверткой, а диаметр стержня болта выполняют с допус­ком, обеспечивающим беззазорную посадку.

При расчете прочности соединения не учитывают силы трения в стыке, так как затяжка болта необязательна. В общем случае болт можно заменить штифтом.

Стержень болта рассчитывают по напряжениям среза и смятия. Условие прочности по напряжениям среза

, (9.21)

где i — число плоскостей среза (на рис. 9.21, а) i =2; при соединении только двух деталей — рис. 9.21, б) i=1).

Рис.9.21.

Основное условие правильной работы резьбовых соединений состоит в том, что резьба должна быть разгружена от изгиба и среза.

Болт, установленный с зазором в отверстиях деталей подвергаемый изгибу поперечными силами, деформируется. При полной выборке зазора на участке болта, близком к плоскости стыка, возникают еще напряжения среза. Кроме того, болт растягивается вследствие его удлинения при смещении притягиваемой детали. Эти напряжения склады­ваются с напряжениями растяжения, созданными в болте предварительной затяжкой. В результате возникает сложное напряженное состояние от одно­временного действия изгибающих, срезывающих и растягивающих сил и прочность болта резко падает.

Неблагоприятны и условия работы материала резьбовых отвер­стий стягиваемых деталей. Поперечные силы, действующие на соедине­ние, расклинивая витки резьбового отверстия, создают местные повышен­ные напряжения смятия, которые с течением времени приводят к разра­ботке резьбы и ослаблению посадки нарезного стержня, особенно при знакопеременной нагрузке.

Для упрочнения стяжных соединений необходимо устранить сложное напряженное состояние в крепежных деталях и создать условия, при которых они работали бы только на растяжение. Поперечные силы следует воспринимать дополнительными силовыми элементами, нагруженными на срез.

Конструкция крепления консольного стержня, подвергающегося изгибу силой Р (рис. 9.22,1), неудовлетворительна. Максимум изгибающего момента приходится на нарезной участок стержня, ослабленный впадинами между витками. Присущие консольно­му нагружению высокие нагрузки на участке заделки, вызывают изгиб стержня и смятие витков резьбового отверстия и стержня. Мало помогает введение буртика на участке затяжки (конструкция 2), так как упорная по­верхность буртика приблизительно па­раллельна направлению смещений стержня при изгибе, и деформации тормозятся только силами трения, возникающими на упорной поверхности при затяжке. В более правильных конструкциях стержень снабжен цилиндрическим (3) или коническим (4) пояском, плотно входящим в отверстие в корпусе и эффективно тормозящим поперечные деформации и смещения стержня. Обеспечить соосность резьбы и пояска трудно, поэтому посадку в резьбе следует делать свободной.

Наиболее целесообразны конструкции 5 и 6, где стержень установлен в корпус на цилиндре или конусе. В этом случае резьба полностью разгружена от изгиба и работает только на растяжение силой затяжки.

Конструкция 7 крепления литой стойки, нагруженной поперечной силой, ошибочна: крепежная шпилька подвергается изгибу. Немногим лучше конструкция 8, где стойка центрирована гладким пояском шпильки. В улучшенной конструкции 9 шпильке придан центрирующий цилиндр, входящий на плотной посадке в отверстия корпуса и стойки. В конструк­ции 10 срезывающие силы воспринимаются контрольными штифтами, а в конструкции 11 — центрирующим буртиком стойки.

На рис. 9.22 показаны способы восприятия срезывающих сил в узле крепления противовеса (12 — 16), нагруженного центробежной силой Р_цб и во фланцевом соединении (17 — 21), передающем крутящий момент. Конструкции 12,17 ошибочны; остальные в большей или меньшей степени обеспечивают правильные условия работы болтов.

Изгиб болтов часто является результатом неправильного их располо­жения относительно действующих нагрузок. В конструкции кронштейна 22 допущены две ошибки: отсутствует элемент, воспринимающий срез; стержни болтов испытывают изгиб в результате внецентренного приложе­ния осевой нагрузки N. Под действием силы Р кронштейн стремится повернуться .вокруг точки А. Сила, действующая на каждый болт, . Болт подвергается изгибу моментом , где d - диаметр головки болта.

При повороте фланца на 90⁰ (конструкция 23) нагрузка на болт, вследствие увеличения плеча b становится практически центральной. Сила, действующая на левый болт (правый болт разгружен), N' = Pl/b' = 1,1Р. От среза болты разгружены центрирующим буртиком цоколя. Введение треугольного фланца (конструкция 24) не увеличивает прочность соедине­ния, так как добавленные болты не принимают участия в работе.

Целесообразной конструкции 25 работают два болта. Сила, действую­щая аа болты, уменьшается до N" = P!/2b" = 0.7P.

В конструкции 26 (прямоугольный фланец) база цоколя увеличена, вследствие чего нагрузка на болты снижается до- N'" = Р1/2b"' = 0,5Р, т. е. примерно в 3 раза по сравнению с исходной конструкцией 22.

Общее правило рационального конструирования болтовых соединений состоит в том, чтобы статический момент сечений болтов относительно оси поворота детали при изгибе имел наибольшую величину.

Рис. 9.22. Разгрузка резьбовых деталей от изгиба и среза

Трудность состоит в определении оси поворота. Для жестких деталей можно считать, как это сделано в предыдущем примере, что ось поворота проходит через крайнюю (в плоскости действия изгибающего момента), кромку детали.

Рис. 9.23. Устранение изгиба резьбовых деталей

Изгиб крепежных деталей часто возникает из-за перекоса опорных поверхностей, вызывающего внецентренное приложение нагрузки (рис. 9.23). Если опорная поверхность имеет конструктивный уклон, то обязательно применение косых (7) или, лучше, сферических (2) шайб. Для предупрежде­ния внецентренного нагружения плоские торцы нажимных, грузоподъ­емных и т. п. винтов (3) следует заменять сферическими (4). Внецентренный изгиб возникает также при несимметричной форме головки болта, например в случае болта с лыской, фиксирующей болт от проворачивания при затяжке (5). Изгиб можно устранить снятием лыски с двух сторон (6) или уменьшением жесткости головки на участке, противоположном лыске (7).

Эффективное средство предупреждения изгиба — придание крепежным деталям способности самоустанавливаться. В конструкции 8 неизбежен перекос траверсы, изгиб болта и неравномерная затяжка угольников. В конструкции 9 эти недостатки устранены применением самоустанавливающейся траверсы.

На рис. 9.23 приведены неправильная (10) и правильная (11) конструк­ции узла притяжки смежных цилиндров к фланцу.

Изгиб возникает также в результате упругой деформации стягиваемых деталей. При затяжке клеммного соединения 12 концы клеммы перекаши­ваются, нагрузка становится внецентренной. В конструкции 13 изгиб стяж­ного болта устранен введением сферических подкладных шайб.

Во всяком соединении, где болты смещены с плоскости действия сил, например во фланцевых соединениях, нагруженных силой внутреннего, давления (14), неизбежен изгиб. В ответственных тяжелонагруженных соединениях применяют самоустанавливающиеся болты (15). Изгиб устра­няется также при совмещении центров болтов с осью жесткости стенок, что достигают уменьшением вылета болтов и оребрением стенок (16).

Закон распределения напряжений смятия по цилиндрической по­верхности контакта болта и детали (рис. 9.24) трудно установить точ­но.

Рисунок 9.24. Рисунок 9.25.

В значительной степени это зависит от точности размеров и формы деталей соединения. Поэтому расчет на смятие производят по условным напряжениям. Эпюру действительного распределения напряжений (рис. 9.24, а) заменяют условной с равномерным распределением на­пряжений (рис. 9.24, б). При этом для средней детали (и при соедине­нии только двух деталей).

, или

, а для крайней детали (9.22)

Формулы (9.22) справедливы для болта и деталей. Из двух зна­чений в этих формулах расчет прочности выполняют по наиболь­шему, а допускаемое напряжение определяют по более слабому ма­териалу болта или детали.

Сравнивая варианты установки болтов с зазором и без зазора (см. рис. 9.20 и 9.21), следует отметить, что первый вариант дешевле вто­рого, так как не требует точных размеров болта и отверстия. Однако условия работы болта, поставленного с зазором, хуже, чем без зазо­ра. Так, например, приняв коэффициент трения в стыке деталей , К = 1,5 и I =1 из формулы (9.20) получим F_зат =7,5 F. Следовательно, расчетная нагрузка болта с зазором в 7,5 раз превышает внешнюю на­грузку. Кроме того, вследствие нестабильности коэффициента трения и трудности контроля затяжки работа таких соединений при сдвигаю­щей нагрузке недостаточно надежна. Частичное решение данной проблемы дано на рис. 9.22 и 9.23.

Болт затянут, внешняя нагрузка раскрывает стык деталей.

Примером служат болты для крепления крышек резервуаров, нагруженных давлением р жидкости или газа (рис.9.25). Затяжка болтов должна обеспечить герметичность соединения или нераскрытие стыка под нагрузкой. Задача о распределении нагрузки между эле­ментами такого соединения статически неопределима и решается с учетом деформаций этих элементов. Обозначим: F_зат — сила затяжки болта; F =R/z — внешняя нагрузка соединения, приходящаяся на один болт (z— число болтов).

После приложения внешней нагрузки к затянутому соединению болт дополнительно растянется на некоторую величину ∆, а деформа­ция сжатия деталей уменьшится на ту же величину.

Для простоты можно сказать, что только часть внешней нагрузки дополнительно нагружает болт, а другая часть идет на разгрузку стыка (фактически вся внешняя нагрузка воспринимается болтом, но уменьшается затяжка стыка или нагрузка на болт со стороны стыка деталей).

Если обозначим χ — коэффициент внешней нагрузки (учитывает приращение нагрузки болта в долях от силы F, то дополнительная нагрузка болта равна χF, а уменьшение затяжки стыка — (1—χ)F. Значение коэффициента χ определяют по условию равенства дополни­тельных деформаций болта и деталей (условие совместности деформа­ций):

∆= (9.23)

где — податливость болта, равная его деформации при единичной нагрузке;

k_s — суммарная податливость соединяемых деталей.

Из равенства (9.23) . (9.24)

Приращение нагрузки на болт , (9.25)

и суммарная (расчётная) нагрузка на болт . (9.26)

Остаточная затяжка стыка от одного болта . (9.27)

Анализ полученных решений и выбор затяжки соединений.

1 . С увеличением податливости болта и уменьшением податливо­сти деталей уменьшается χ и приращение нагрузки болта F _Б, см. формулу (9.26). Эту зависимость выгодно используют на практике и особенно при переменной внешней нагрузке F. Например, при изме­нении внешней нагрузки F от нуля до максимума (рис. 9.26) в суммар­ной нагрузке болта F_Р изменяется только составляющая F_Б (по тому же закону, что и F). Как правило, значительно меньше , поэтому F_Б значительно меньше F. Например, при изменении внешней нагрузки F от нуля до максимума (рис.9.26) в суммарной нагрузке болта F_Р изменяется только составляющая

F_Б (по тому же закону, что и F).

Рис. 9.26.

От переменной составляющей F_Б зависит сопротивление болта усталости. Применение упругих болтов (рис. 9.27) является хорошей защитой от усталостного разрушения.

Опасным сечением для прочности стержня является сечение по внутреннему диаметру резьбы d₁ — см. формулу (9.16). Учитывая отсутствие кон­центрации напряжений в ненарезанной части стержня, ее диаметр можно выполнить меньше d₁ (рис. 9.27, а) или просверлить здесь от­верстие (рис. 9.27, б). При этом болт будет равнопрочным, а его подат­ливость увеличится..

Рис. 9.27.

2. С уменьшением F_зат при постоянной F уменьшается F_CT, см.формулу (9.27). При сила F_CT становится равной нулю, в стыке появляется зазор. Образование зазора в стыке недопустимо, т. к. при этом нарушается плотность соединения, а при переменной нагрузке появляются удары в стыке, от которых соединение быстро разрушается

Таким образом, достаточная предварительная затяжка F_зат, обес­печивающая нераскрытие стыка деталей, является необходимым усло­вием надежности и герметичности соединения.

Условие нераскрытия стыка: F_CT > 0.

Практически нераскрытие стыка зависит не только от значения затяжки F_зат , но и от сохранения ее в эксплуатации. Последнее опре­деляется следующими факторами:

- качеством обработки поверхностей стыка. При большей шерохова­тости поверхности ее неровности постепенно сминаются, что приводит к ослаблению затяжки. Для ответственных соединений поверхности стыка деталей рекомендуют шлифовать;

- числом поверхностей стыков. Чем больше поверхностей, тем хуже сохраняется затяжка (на рис.9.25 число поверхностей стыка равно пяти, считая поверхности под гайкой и головкой болта);

- качеством поверхности и точностью резьбы. Грубая резьба сми­нается и уменьшает силу затяжки. В ответственных соединениях реко­мендуют применять гайки, увеличивающие равномерность распреде­ления нагрузки по виткам резьбы (см. рис. 9.15);

- надежностью способа стопорения резьбы;

- качеством прокладок. Упругие прокладки в стыке лучше сохраняют затяжку. (Отметим, что пружинная шайба (см. рис. 9.25) в этом смы­сле также выполняет роль упругой прокладки.)

В зависимости от перечисленных факторов, трудно поддающихся учету, а также ввиду опасности раскрытия стыка деталей целесообразно применять высокую затяжку соединений, особенно при переменных нагрузках. Это положение подтверждается практикой эксплуатации резьбовых соединений. На практике рекомендуют принимать

F_зат = K_зат F, (9.28)

где К_зат — коэффициент затяжки.

По условию нераскрытия стыка: при постоянной нагрузке K_зат = (1,25 - 2), при переменной нагрузке K_зат = (2,5 - 4).

По условию герметичности: при мягкой прокладке K_зат = (1,3- 2,5), при металлической фасонной прокладке K_зат =(2- 3,5), при металлической плоской прокладке K_зат = (3- 5).

Выбрав значение K_зат при известных и или χ, можно опре­делить F_Р, F_Б и F_CТ по формулам (9.26), (9.25) и (9.27).

Определение податливости болта и деталей. В простейшем случае при болтах постоянного сечения и однородных деталях (рис. 9.8)

, (9.29)

где Е_Б и Е_Д , А _Б и А_Д —модули упругости материалов и площади сечения болта и деталей; —длина болта, участвующая в деформации; δ_Д—суммарная толщина деталей; приближенно = δ_Д.

Рис. 9.28. Рис. 9.29.

В более сложном случае коэффициенты податливости определяют по сумме податливостей отдельных участков болта (см. рис. 9.27) и отдельных деталей (см. рис. 9.25):

(9.30)

В формуле (9.30) под расчетной площадью А_Д понимают площадь только той части деталей, которая участвует в деформации от затяжки болта. Условное опреде­ление этой площади в простейшем случае изображено на рис. 9.28. Здесь полагают, что деформации от гайки и головки болта распространяются в глубь деталей по конусам с углом а ~ 30°, или . Приравнивая объем этих конусов к объему цилиндра, находят его диаметр и .

На рис. 9.29 изображено соединение, в котором внешняя нагрузка F увеличи­вает деформацию не только болта, но и деталей 1 и 2 (шайба и набор тарельчатых пружин). Поэтому при расчете коэффициента внешней нагрузки χ детали 1 и 2 нельзя учитывать наравне с деталями 3, 4, 5, деформация которых уменьшается. В таких случаях все детали соединения принято разделять на две системы: детали системы болта, в которых под действием внешней нагрузки абсолютное значение деформаций возрастает (на рис.9.29 болт и детали 1 и.2); детали системы корпуса, в которых абсолютное значение деформаций уменьшается (на рис. 9.29 детали 3, 4, 5). При этом .

В соединении на рис. 9.29 набор тарельчатых пружин существенно увеличивает податливость системы болта, а следовательно, уменьшает нагрузку на болт. В общем случае задачу о расчете А_Д и λ_Д приходится решать с учетом конкретных, сложных и многообразных деталей (например, литые крышки цилиндров с ребрами, пустотами и т. п.).

Для большинства практических случаев расчет податливости дета­лей связан с большими трудностями. Между тем расчеты и испытания конструкций показывают, что отношение невелико и не превышает обычно 0,2. . .0,3. Поэтому для приближенных расчетов соединений без мягких прокладок принимают

. (9.31)

Стопорение резьбовых соединений. Анализ предыдущих рассуждений и вычислений показывает, что резьбовое соединение во всех случаях должно быть затянуто в соответствии с расчётами и предохранено от самоотвинчивания. Самоотвинчивание разрушает соединение и может привести к аварии.

Существует очень много способов стопорения или предохранения от самоотвинчивания. Описание этих способов приводится в справочниках и специальной литературе. На практике применяют три основные принципа стопорения.

1. Повышают и стабилизируют трение в резьбе путём постановки контргайки (рис. 9.30,а), пружинной шайбы (рис.9.30,б), применения резьбовых пар с натягом в резьбе и т. п.

Рис. 9.30. Рис. 9.31.

Контргайка создаёт дополнительное натяжение и трение в резьбе на большом участке самоотвинчивания (до 1-2 оборотов гайки). Кроме того, упругость шайбы значительно уменьшает влияние вибраций на трение в резьбе.

2. Гайку жестко соединяют со стержнем винта (болта). Например, с помощью шплинта (рис 9.31) или прошивают группу винтов проволокой (рис. 9.32). Способы стопорения этой группы позволяют производить только ступенчатую регулировку затяжки соединения.

Рис. 9.32. Рис. 9.33.

3. Гайку жестко соединяют с деталью. Например, с помощью специальной шайбы (рис. 9.33,а), или планки (рис. 9.33,б).

По каждому из этих принципов можно привести ещё множество примеров.

Одно из основных правил конструирования резьбовых соединений – резьбовое соединение должно быть всегда затянуто и при необходимости застопорено.

Прочность болта при статических нагрузках. При статических нагрузках прочность болта в соединении типа рис. 9.25 оценивают по формуле

. (9.32)

Здесь коэффициент 1,3 по-прежнему учитывает напряжения кручения, которые могут возникнуть при затяжке соединения под нагрузкой (как правило, это не рекомендуют).

Прочность болта при переменных нагрузках. При переменных на­грузках [см. рис. 9.26 и формулы (9.25) и (9.26)] полное напряжение в болте можно разделить на постоянное

и переменное с амплитудой . (9.33)

Запас прочности по переменным напряжениям подсчитывают по формуле

, (4.2.4) (см. главы 4 и 6)

где — предел выносливости материала болта; — эффективный коэффициент концентрации напряжений в резьбе (определяют при испытании затянутой резьбовой пары, а не просто стержня с резьбой); —коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений.

Значение зависит от многих факторов и трудно поддается точному учету, Для приближенных расчетов рекомендуют : 3,5-4,5 — углеродистые стали, 4,0-5,5 — легированные стали. Большие значения относятся к резьбам

d > 20 мм. Эти значения получены для метрических нарезанных резьб и при простых гайках. Для накатанных резьб уменьшается на 20...30%. При при­менении специальных гаек, выравнивающих распределение нагрузки по виткам резьбы, значение уменьшают на 30...40%.

Запас статической прочности по текучести материала проверяют по формуле (здесь - предел текучести ) (9.35)

Практический (приближенный) расчет затянутых болтов при растягивающей внешней нагрузке.

В большинстве случаев значение затяжки болтов на практике не контролируют, поэтому смысл точного расчета теряется. Для приближенного расчета, учитывая рекоменда­ции (9.31), принимают χ =(0,2. . .0,3).

При этом F₆ = (0,2...0,3)F; (9.36)

. (9.37)

Значение затяжки F_зат выбирают по рекомендациям (9.28). Далее в зависимости от характера нагрузки используют формулы (9.32) или (9.34) и (9.35).

Прочность болтов при высоких температурах. При высоких тем­пературах в болтовом соединении могут возникать дополнительные температурные нагрузки. Эти нагрузки возникают в том случае, когда температурные коэффициенты линейного расширения материа­лов болта и соединяемых деталей неодинаковы. Температурные на­грузки подсчитывают по условию совместности деформаций, которые рассматривают в курсе сопротивления материалов. Температурные на­пряжения в болтах понижают путем применения материалов с близ­кими температурными коэффициентами линейного расширения или постановки упругих прокладок, упругих болтов и шайб. (См. главу 8)

При температурах свыше 150°С для легких сплавов и 300°С для конструкционных сталей в затянутых соединениях становятся сущест­венными явления релаксации и заедания. Релаксация связана с пол­зучестью материала при высоких температурах. Она проявляется в постепенном ослаблении затяжки соединения. При этом нарушается одно из главных условий прочности и герметичности соединения. Для уменьшения релаксации необходимо повышать упругую подат­ливость деталей соединения, применять материалы с высоким преде­лом ползучести (например, хромистые и хромоникелевые стали), снижать допускаемые напряжения для болтов.

После некоторого времени работы при высоких температурах на­блюдается заедание в резьбе, которое проявляется в том, что гайку не удается отвинтить или она отвинчивается с большим трудом, а резьба портится или разрушается. Для борьбы с заеданием необходимо из­готовлять гайки из материалов, обладающих более высоким темпера­турным коэффициентом линейного расширения по сравнению с ма­териалом винта — перлитный чугун, бронза, латунь, жаропрочные стали; применять покрытия — омеднение или хромирование резьбы; применять более крупные резьбы с зазором по среднему диаметру.