Каждый студент получает свой вариант расчета. В таблице 2 приведены основные формулы для определения крутящего момента при затяжке различных видов резьбового соединения. В формулах используются следующие обозначения:
d p – средний диаметр резьбы
d н – наружный диаметр резьбы
S – шаг резьбы
d o – диаметр отверстия в соединяемых деталях
Стресс фон Мизеса вычисляется по формуле. В приведенном выше уравнении \ – коэффициент нагрузки, который применяется к но не применяется к напряжению предварительной нагрузки. Коэффициент нагрузки связан с этим, с той разницей, что он является фактором, который применяется к нагрузкам или напряжениям, чтобы убедиться, что напряжение в болтах остается ниже допустимого напряжения.
Его можно решить итеративно путем нахождения значения коэффициента нагрузки, при котором напряжение фон Мизеса равно допустимому напряжению. Сдвиг нити является важным режимом отказа для болтового соединения и возникает, когда нитки срезают либо болт, либо гайку или резьбовую часть. Должно быть достаточное зацепление между резьбой болта и внутренней резьбой, чтобы болт не растягивался перед резьбой. Это обеспечит разработку полной прочности болта, и это позволит избежать сверления и повторного использования внутренней резьбы.
f – коэффициент трения в резьбе
f т – коэффициент трения торца головки гайки по поверхности закрепляемой детали
[σ p ]- допустимое напряжение на растяжение, равное 0,85 , где σ т – предел текучести материала МПа
σ 0,2 – предел текучести, определяемый допуском на остаточное удлинение 0,2% МПа
l – длина винта
l 0 – длина резьбы винта
Сдвиг резьбы следует учитывать как для наружной резьбы, так и для внутренней резьбы. Длина зацепления нити является доминирующим фактором, который определяет, будут ли потоки испытывать отказ сдвига. Общее эмпирическое правило состоит в том, что длина зацепления, равная диаметру болта, достаточна для защиты от сдвига нити. Однако для обеспечения безопасности всегда должны выполняться расчеты сдвига в соответствии со следующими разделами.
В болтовом соединении с гайкой до тех пор, пока болт выступает за конец гайки, длину зацепления нити можно оценить по высоте гайки, \. В действительности, будет некоторая потеря зацепления из-за снятия фаски вокруг резьбового отверстия в гайке. В резьбовом соединении глубина резьбы в конечной части должна быть равна минимальной толщине резьбовой части \ \ или номинальному диаметру болта \, поэтому длину зацепления нити можно оценить как минимум тех значения.
l i – длина ввинчиваемого резьбового конца шпильки
Таблица 2 Формулы для определения крутящего момента при затяжке резьбовых соединений
Фиксация резьбовых соединений
В процессе эксплуатации резьбовые соединения подвергаются действию знакопеременных нагрузок, температур, коррозионной среды и других факторов, что вызывает ослабление затяжки. При ослаблении затяжки изменяется характер действия сил на резьбовое соединение. Его детали, рассчитанные для работы на растяжение, подвергаются действию изгибающих и срезающих нагрузок.
Оценки длины зацепления резьбы в болтовом соединении суммированы следующим уравнением. Это значение \ должно затем использоваться для расчета коэффициентов безопасности при внешнем и внутреннем сдвиге нити. Площадь среза нити для наружной резьбы определяется из цилиндрической области с высотой, равной длине зацепления нити \, и с диаметром, равным. \. Согласно Федеральному стандарту площадь среза нити для внешней резьбы рассчитывается по формуле.
Внешние потоки вычисляются по. Сдвиг на наружный диаметр по отношению к пределу текучести сдвига, \ материала резьбы рассчитывается по формуле. Стойкость к сдвигу может обычно оцениваться как \. Внутренний сдвиг резьбы вычисляется аналогично наружной резьбе. Согласно Федеральному стандарту площадь среза нити для внутренней резьбы рассчитывается по формуле.
В результате увеличиваются зазоры, соединение подвергается ударным нагрузкам, вибрациям, что вызывает шум, подтекание масла, а нередко и разрушение резьбовых соединений. Основные крепёжные элементы приведены в таблицах 3 и 4.
Таблица 3 – Болты с шестигранной головкой (ГОСТ 7798-70)
| Болты | d н 10 2 (м) | d p 10 2 (м) | S10 2 (м) | d o 10 2 (м) | σ p (МПа) | f | f т |
| 0,6 | 0,535 | 0,1 | 0,61 | 0,22 | 0,15 | ||
| 0,8 | 0,71 | 0,125 | 0,81 | 0,22 | 0,15 | ||
| 1,6 | 1,47 | 0,2 | 1,61 | 0,22 | 0,15 | ||
| 1,83 | 0,25 | 2,01 | 0,22 | 0,15 | |||
| 2,77 | 0,35 | 3,01 | 0,22 | 0,15 |
Таблица 4 Крепёжные изделия
Где \ – внутренняя резьба, а \ – длина зацепления нити, которая вычисляется так же, как и для наружного резьбового сдвига. Внутренние потоки вычисляются по. Сдвиг на внутренней резьбе по отношению к пределу текучести при сдвиге материала резьбы рассчитывается по формуле.
При анализе болтового соединения необходимо исследовать отказ зажимаемых деталей. Существует несколько основных механизмов разрушения зажимаемых деталей, которые описаны в следующих разделах. Растягивающее усилие, приложенное к суставу, будет действовать, чтобы вытягивать части выше места приложенного усилия друг к другу. На рисунке ниже головка болта будет действовать, чтобы вытащить шайбу 1, шайба 1 будет действовать, чтобы вытащить пластину 1, шайба 2 будет действовать, чтобы вытащить пластину 2, и гайка будет действовать, чтобы вытащить шайбу.
| Винты с цилиндрической головкой ГОСТ 1491-72 | Винты с конической головкой ГОСТ 17474-72 | Шпильки ГОСТ 11765-66 | |||||||||
| №п/п | d н 10 2 (м) | σ 0,2 (МПа) | f т | №п/п | d н 10 2 (м) | σ 0,2 (МПа) | f т | №п/п | d н 10 2 (м) | σ 0,2 (МПа) | f т |
| 0,2 | 0,15 | 0,2 | 0,15 | 0,2 | 0,15 | ||||||
| 0,6 | 0,15 | 0,6 | 0,15 | 0,6 | 0,15 | ||||||
| 0,15 | 0,15 | 0,15 | |||||||||
| 1,6 | 0,15 | 1,6 | 0,15 | 1,6 | 0,15 |
В настоящее время для фиксации и стопорения резьбовых соединений применяют различные способы: с помощью контргаек, пружинных и замковых шайб, шплинтов, штифтов, кернения и расклепывания; приварки и пайки. Не все из применяемых способов надежны, что вызывает необходимость периодической подтяжки резьбовых соединений в процессе эксплуатации и требует значительных трудовых затрат. Большой перспективой для целей ремонта и восстановления деталей обладают анаэробные материалы. Анаэробные уплотняющие материалы представляют собой жидкие составы различной вязкости, способные длительное время оставаться в исходном состоянии без изменения свойств и быстро отверждаться в узких зазорах при (15…35 о C) при разрушении контакта с кислородом воздуха с образованием прочного полимерного слоя. Анаэробные материалы, выпускаемые как у нас, так и за рубежом, подразделяются на:
В приведенной выше таблице \ – наружный диаметр проходящей части, \ – толщина рассматриваемой детали, \ – прилагаемая растягивающая сила, \ – предел текучести при сдвиге материала для рассматриваемой детали. Сила предварительной нагрузки будет приводить к тому, что каждая часть будет находиться на соседних участках. Например, на предыдущем рисунке болтовая головка и шайба 1 будут прижиматься друг к другу, как и шайба 1 и плита.
В приведенной выше таблице \ – минимальный наружный диаметр двух частей, прилегающих друг к другу, \ – диаметр сквозной дыры рассматриваемой детали, а \ – предел текучести подшипника рассматриваемой детали. \ – несущая сила. Значение силы подшипника на поверхности зависит от местоположения этой поверхности относительно местоположения приложенной силы растяжения в стыке. Тем не менее, поверхности 1, 2, 4 и 5 находятся вне пределов примененных силовых установок и испытывают увеличение. Если опорная поверхность находится внутри приложенных силовых положений, то максимальная сила подшипника, которая испытывает поверхность, представляет собой просто силу предварительного натяжения.
Анаэробные материалы общего назначения (марки ДН-1, Анатерм-6В; материалы фирмы «Бельзона», фирмы «ТриБонд» и т.п.);
Анаэробные материалы повышенной термической и химической стойкости (Унигерм-1К, Унигерм-3, Анатерм-117, материалы фирмы «Локтайт» и т.п.);
Пропитывающие анаэробные материалы (композиция ПК-80, Анатерм-1У);
Анаэробные и акриловые клеи (Анатерм-102Т, Анатерм-103).
Если опорная поверхность находится за пределами положений прилагаемого усилия, сила подшипника увеличивается приложенным усилием, и максимальная сила сцепления, испытываемая этой поверхностью, равна растягивающей силе в болте. Если соединение загружено в сдвиг, то болт можно прижать к внутренним стенкам сквозных отверстий в зажатых деталях.
Размеры оборудования: резьба с унифицированным резьбовым соединением
В приведенной выше таблице \ – номинальный диаметр болта, \ – толщина детали, \ – приложенная сила сдвига, а \ – предел текучести материала. Предел текучести подшипника может обычно оцениваться как \. В этом разделе приведены таблицы размеров для аппаратной части дюймовой резьбы.
Технология фиксации деталей
Очистка и мойка деталей;
Сушка деталей;
Обезжиривание поверхностей деталей растворителями с помощью кисти, тампона или окунания;
Нанесение анаэробного состава на резьбовую поверхность (на несколько витков резьбы шпильки, болта) через капельницу-флакон;
Для равномерного распределения анаэробного материала медленно в течение (30-50) с. проворачивают одну деталь относительно другой;
Следующие уравнения могут использоваться для расчета размеров для потоков унифицированных дюймов. Даны минимальные диаметры отверстий. Для расчета размеров внутренних резьб для потоков унифицированных дюймов можно использовать следующие уравнения. В приведенной выше таблице \ – номинальный диаметр в дюймах и \ – нить на дюйм.
Размеры оборудования: метрическая резьба
Этот раздел содержит таблицы размеров для аппаратного обеспечения метрической резьбы. При построении таблицы использовались уравнения потока, приведенные ранее для области растягивающих напряжений и для малой площади. Профиль потока основан на параметре \, высоте фундаментального треугольника.
Производят окончательную затяжку и очищают поверхность от излишков состава;
При сборке деталей с глухими резьбовыми отверстиями, материал наносят на стенки отверстия (а не на болт или шпильку) на всю длину резьбы в количестве, достаточном для выдавливания его на поверхность при завинчивании до упора.
Механизм полимеризации анаэробных материалов в резьбовых соединениях можно представить следующим образом. При завинчивании резьбового элемента с анаэробным материалом происходит удаление воздуха из объема заключенного между сопрягаемыми резьбами и заполнение его анаэробным материалом, который, затвердевая, образует пленку определенной механической прочности. Пленка создает значительный момент сопротивления, в результате чего резьбовые соединения становятся стойкими к вибрации и ударным нагрузкам. Схемы фиксации резьбовых соединений приведены на рисунках 6 и 7.
Максимальный момент изгиба на болте
Минимальные размеры отверстий. Где \ – общая длина болта, а \ – номинальный диаметр болта. В приведенной выше таблице \ – номинальный диаметр в миллиметрах, а \ – шаг нити в миллиметрах. Максимальный изгибающий момент на болте определяется. Где \ – применяемая сила сдвига, а \ – моментная рука.
Болт может быть смоделирован как пучок с фиксированным направлением. В приведенной ниже модели левый конец болта фиксирован и направляется правый конец. На правый конец накладывается сила сдвига 100 фунтов. Диаграмма свободного тела и деформированная сетка для этого случая показаны ниже. Если модель выше была консольным лучом, момент из-за приложенной силы был бы взят полностью на одном фиксированном конце. Однако, поскольку модель закреплена против вращения с обоих концов, момент разделяется между двумя концами болта.
Рисунок 6 – Стопорение (стабилизация) резьбовых соединений деталей анаэробным полимерным материалом: а – соединение «шпилька-корпус»; б – болтовое соединение; в – соединение трубопроводов; г – соединение « винт корпус».
Диаграмма сдвига-моментов для этого случая показана ниже. Сначала очень сложно определить конкретную зависимость между натяжением болта и крутящим моментом. Натяжение – это применение силы, которая вызывает растяжение, тогда как крутящий момент вызывает скручивание и затягивание болта и является косвенным признаком напряжения. Другими словами, натяжение представляет собой растяжение или удлинение болта, обеспечивающего зажимное усилие соединения, где крутящий момент является мерой силы скручивания, необходимой для вращения гайки вдоль нитей болта.
Рисунок 7 – Механизм полимеризации анаэробного материала в резьбовом стыке: 1 – резьбовых соединений; 2 – анаэробный материал; 3 – зазор
Схемы технологических процессов сборки, разборки и фиксации резьбовых соединений;
Перечень дефектов, установленных внешним осмотром;
Результаты расчетов крутящего момента при различных видах резьбовых соединений;
Высокопрочные болты предназначены для растяжения слегка, и это удлинение является тем, что зажимает соединение, соединенное вместе. Крутящий момент лучше всего рассматривать как очень косвенный признак напряжения, так как многие факторы могут влиять на эти отношения, такие как температура, толерантность, текстура поверхности, ржавчина, масло, мусор, серия нитей и тип материала, чтобы назвать несколько. Связь между крутящим моментом и натяжением основана на следующей формуле.
Соответствующее значение крутящего момента для использования в конкретном приложении является лучшим, и только надежный способ получения – использовать калиброванный динамометрический ключ и устройство отображения нагрузки Скидмора-Вильгельма для приведения фактического крутящего момента в возникающее напряжение.
Графики зависимости крутящего момента от наружного диаметра резьбы М кр = f(d н);
Выводы по работе.
Контрольные вопросы:
Какие основные неисправности резьбовых соединений Вы знаете?
Каковы особенности разборки деталей с резьбовыми соединениями?
Какой сборочно-разборочный инструмент Вы знаете? Область его применения.
Значения крутящего момента, определенные из таблиц или из уравнений, которые утверждают, что отношение крутящего момента к претензиям без проверки не используются. Другими словами, какая-либо методика анализа используется для связи крутящего момента с напряжением, должна быть проверена из-за большой изменчивости коэффициента крутящего момента.
Все сначала должны быть проверены процессом проверки перед установкой. Примечание. Как и в случае любого метода предварительного натяжения болтов, поворотный гайка может выполняться только после того, как все стальные слои в соединении были втянуты в твердый контакт, то есть плотно затянуты. Несоблюдение этого требования приведет к неадекватному натяжению болта и свободным соединениям.
От каких параметров зависит усилие затяжки резьбового соединения?
Порядок сборки резьбовых соединений, чем он определяется?
Перечислите операции технологического процесса фиксации резьбовых соединений с помощью анаэробных материалов.
Пример 1. Определить силу R , которую необходимо приложить к стандартному ключу при завинчивании гайки (см. рисунок 3) до появления в стержне болта (резьба М8) напряжений, равных пределу текучести. Ориентировочная длина ручки стандартного ключа L =1,5 d ; коэффициент трения в резьбе и на торце гайки принять f = 0,15 . Материалом болта задаться.
Установка – Как выполнить поворотную гайку на одном крепежном узле
Поворотную гайку выполняют путем поворота гайки или болта узла крепления в конкретный угол поворота на основе длины крепежа и диаметра при удерживании неподвижного элемента от вращения. Определите соотношение между длиной и диаметром крепежа, а также наклоном наружных стальных слоев. Нанесите указанный поворот из соответствующей таблицы, в то время как нетронутый элемент удерживается от вращения. Вращение, превышающее приведенную ниже таблицу, не может быть исправлено или переработаны, за исключением замены узла крепления.
Запретить чрезмерное вращение, обнаруженное или засвидетельствованное, от корректировки, чтобы отражать значения поворота из таблицы. Проверьте, была ли выполнена проверка перед установкой. . И наоборот, отсутствие смазки или отсутствие надлежащего перетока может привести к захвату резьбы гайки и болта, что приведет к сбою закручивания болта с меньшим, чем указанное предварительное натяжение.
1. Из таблиц ГОСТ 24705-81 выписываем необходимые для решения размеры (часть данных – см. таблицу 3.1); наружный диаметр резьбы d = 8 мм, внутренний диаметр резьбы d 1 = 6,647 мм, шаг резьбы р= 1,25мм, угол подъема резьбы = 3 о 12’ средний диаметр резьбы d 2 = 7,188 мм.
2. Для материала болта (сталь 20) по таблице 2.5 находим предел текучести т = 250 МПа [угол можно вычислить по формуле (1)].
3. Осевая сила F 3 , при которой напряжения в стержне болта достигают предела текучести [см. формулу (3.4)],
F 3 = d т / 4 = 3,14 (6,647 10 -3) 2 24010 6 /4 = 8328 Н = 8,33 кН.
4. Вращающий момент, который следует приложить к гайке, чтобы создать необходимую силу затяжки, найдем по формуле (3.3), где
D ср 1,4 d = 1,4 8 = 11,2 мм
f’ = f / cos ( / 2) = f / cos 30 о =0,15 / 0,866 = 0,173;
’ = arctg f’ = arctg 0,173 = 9 о 50’;
M = 8,33 10 3 = 13,7Нм
Сила R , которую необходимо приложить к рукоятке ключа,
R=M / L M / (15 d) = 13,7 / (15 810 -3) = 114 H.
Такую силу к рукоятке ключа может приложить даже нетренированный человек и тем самым разрушить (сорвать) болт.
1. Болт установлен свободно (без затяжки гайки), поэтому расчет следует выполнять по уравнению (4). По таблице 2.5 находим для стали Ст3 предел текучести т = 200 МПа и вычисляем допускаемое напряжение на растяжение [ р ] = 0,6 т = 0,6 200 = 120 МПа.
2. Необходимый (минимально допускаемый) внутренний диаметр болта [см. уравнение (5)]:
d 1 = = 14,5 10 -3 м = 14,5 мм
По ГОСТ 16093-81 и таблице 1 подбираем резьбу М18 с шагом 2,5 мм, для которой d 1 = 15,294 мм 14,5 мм.
z = 6; материал винтов – сталь 40 Х.
1. Винты после создания необходимой силы затяжки в процессе работы вакуумной установки не подвергаются действию дополнительной нагрузки, поэтому расчет следует вести с использованием формул (6), (7), (8).
Рисунок 8 – Узел крепления стекла вакуум-камеры
1 – корпус камеры; 2 – прижимное кольцо; 3 – кварцевое стекло;
4 – уплотнительная прокладка; 5 – винт
Рисунок 9 – Болтовое соединение дисковой муфты
1 – полумуфта; 2 – болт; 3 – шпонка; 4 – вал.
2. Определим для заданного материала допускаемые напряжения на растяжение. Предполагаем, что резьба винтов соответствует М6 – М8. По таблице 2 принимаем n = 6,5 для неконтролируемой затяжки; по таблице 2.5 т = 650 МПа.
Допускаемое напряжение [ р ] = т / n = 650/ 6,5 = 100 МПа.
Внутренний диаметр винтов
d 1 =
F 3 = F / z = 8 10 3 /6 = 1320 Н;
D 1 = = 4,67 10 -3 м = 4,67 мм
4. По таблице 1 подбираем резьбу М6 с шагом 1,0 мм и внутренним диаметром d 1 = 4,918 мм.
Пример 4. Рассчитать болты дисковой муфты (рисунок 9). Передаваемая муфтой мощностьN = 40 кВт; частота вращения соединяемых муфтой валов 300 об/мин; диаметр окружности центров болтов (расстояние между болтами, расположенными на одном диаметре)D 0 = 240 мм; число болтовz = 4; материал болтов – сталь Ст3. Условия приложения нагрузки считать статическими.
Расчет болтов выполнить для двух случаев установки их в отверстия полумуфт: без зазора и с зазором.
Вращающий момент, передаваемый муфтой,
T = N /
где Т – в Нм;
N – в Вт;
= n / 30 рад/с;
Т = N 30/ (n )= 4010 3 30 / (3,14300) = 1270 Нм
2. Расчетный момент равен вращающему моменту, умноженному на коэффициент запаса, T p = kT . При спокойной работе рекомендуется приниматьk = 1,0 … 1,5. В соответствии с заданным статическим приложением нагрузки беремk = 1,0.
3. Окружная сила на болты от действия вращающего момента
Q = 2T p / D o = 2 1,27 10 3 / 0,240 = 10,6 кН
4. Сила, приходящаяся на один болт (окружная сила в плоскости стыка): F = Q / z = 10,610 3 / 4 = 2,65 кН
5. Определим допускаемые напряжения для стали Ст3 при т =200 МПа
(см. таблицу 2.5) и неконтролируемой затяжке. Для случая установки болта с зазором предполагаем предварительно, что диаметр болта соответствует резьбе М16 – М30, и по таблице 3.2 принимаем коэффициент запаса n = 3. Тогда [ p ] = т /n = 200 / 3 = 65 МПа;
[] = 0,4 т = 0,4200 = 80 МПа; [ см ] = 0,8 т = 0,8200 = 160 МПа.
6. Рассчитаем болт, установленный без зазора (см. формулу 9),
d =
== 6,510 -3 м = 6,5 мм;
здесь b = 1, так как болт срезается по одной плоскости стыка.
Принимаем болт М8. Из условия работы на смятие [см. формулу (9)] необходимая толщина дисков полумуфт
h = F / (d [ ] см) = 2,6510 3 / (810 -3 16010 6) = 2,0710 -3 м = 2,07 мм
Толщину дисков полумуфт принимаем из конструктивных соображений (h 8 … 10 мм).
Если толщина дисков полумуфт известна, то следует вычислить напряжения смятия см и сравнить их с допускаемыми [] см.
7. Рассчитаем внутренний диаметр резьбы болта, поставленного с зазором [см. формулы (10) и (8)], приняв коэффициент трения между стальными полумуфтами f = 0,15 и коэффициент запаса от сдвига полумуфт в стыке при статических условиях работыk = 1,5;
d 1 = =
26,010 -3 м = 26 мм
По таблице 1 выбираем болт с ближайшим большим внутренним диаметромd 1 = 26,752 мм: резьба М30 (d = 30 мм;p = 3 мм). Очевидно существенное преимущество болтов, устанавливаемых без зазора (сравнить М8 и М30).
1. Рассматриваемый случай относится к классу задач, в которых нагрузка направлена на раскрытие стыка деталей после предварительной затяжки соединения (см. рисунок 6, где вместо детали 1 должна устанавливаться деталь 3).
2. Примем коэффициент внешней нагрузки = 0,25 (жесткие фланцы), а коэффициент запаса по затяжке с учетом статического характера приложения внешней нагрузкиk= 2. Задаемся числом болтовz= 6.
3. Внешняя нагрузка, приходящаяся на один болт [см. формулу (12)],
F = 3,14(0,240) 2 210 6 / (46) = 15,1 кН
4. Расчетную нагрузку на один болт рассчитаем с учетом усилия затяжки, вращающего момента при затяжке и доли внешней нагрузки, приходящейся на болт [см. формулу (15)]:
F p = 15,110 3 = 33,210 3 Н = 33,2 кН
5. Зададимся материалом болта и определим для него допускаемые напряжения на растяжение. Пусть материал болта сталь 20 (по таблице 2.5 т = 250 МПа) и затяжка контролируемая (коэффициент запасаn = 1,5); тогда [ р ] = т /n = 240 / 1,5 = 160 МПа.
6. По расчетной нагрузке определим внутренний диаметр болта [смотри формулу (5)]: d 1 = = 16,210 -3 м =16,2 мм
7. По ГОСТ 24705-81 (см. таблицу 1) подбираем ближайший больший внутренний диаметр d 1 = 17,294 мм, которому соответстует резьба М20 (шаг 2,5 мм).
ЗАДАЧИ ДЛЯ САМОСТОЯТЕЛЬНОГО РЕШЕНИЯ
Задача 1. Определить силу затяжки и напряжение, которое возникает при затягивании гайки ключом (L 15d ) в болте М16; к ключу приложено усилиеR = 120 Н (см. рисунок 3). Принять коэффициент трения в резьбе и на торце гайкиf = 0,1.
Задача 2. Определить момент трения на торце гайки при затягивании болта М24, если сила затяжкиF 3 = 42 кН, а коэффициент трения f = 0,15.
Задача 3. Определить КПД пары болт – гайка для резьбы:
1) М8 х1; и 2) М30 х 1; f = 0,15
(см. рисунок 4) для удержания груза (F = 40 кН). Материал болта – сталь20. Коэффициент запаса прочности при определении допускаемых напряжений принять как для резьбы с контролируемой затяжкой.
Задача 5. рассчитать винты крепления корпуса длиннофокусного микроскопа к станине экспериментальной установки. Число винтовz = 4. По техническим условиям для нормальной работы микроскопа необходимо создать силу прижатияF = 0,8 кН. Материал винтов – сталь Ст3, затяжка неконтролируемая.
Т = 9 кН, коэффициент трения между венцом и центромf = 0,08, материал болтов – сталь 20. Числом болтов задаться. Затяжка контролируемая. Расчет выполнить для двух случаев установки болтов: 1) без зазора, 2) с зазором.
Рисунок 10 – Болтовое соединение Рисунок 11 – Болтовое соединение
венца зубчатого колеса с центром подвески контактной сети
1 – вал; 2 – центр колеса; 3 – болт; 1 – ухо; 2 – серьга
4 – венец колеса
Задача 8. Рассчитать болт соединения ухо – серьга (рисунок 11), используемого для крепления троса подвески контактной сети. Сила, действующая на соединение,F = 3 кН, серьга податливая (легко деформируется силой затяжки болта). Материал болта – сталь 10, коэффициент трения между ухом и серьгойf = 0,2, затяжка неконтролируемая. Расчет выполнить для двух вариантов установки болтов: 1) без зазора, 2) с зазором.
Задача 9. Проверить правильность выбора болтов крепления днища автоклава (см. рисунок). Внутренний диаметр прокладки D 1 = 520 мм, диаметр центров болтовD 2 = 620 мм, рабочее давление в автоклавеq = 4 МПа, число болтовz = 36. Болты М30 из стали Ст3, коэффициент внешней нагрузки= 0,5 (прокладка податливая); затяжка неконтролируемая.
Задача 10. Выполнить проверочный расчет болтов фланцевого соединения (см. рисунок), находящегося под действием переменной осевой нагрузки, изменяющейся по отнулевому циклу с амплитудойF = 90 кН. Число болтовz = 24; болты М20; затяжка неконтролируемая; материал болтов – сталь 20.
с = 300 мм, l 1 = 210 мм, l 2 = a = 0; b = 100 мм, H = 480 мм, материал болтов сталь 20, затяжка неконтролируемая.
ШАХНЮК ЛЕОНИД АЛЕКСАНДРОВИЧ
ДЕТАЛИ МАШИН
Методические указания
«Расчет на прочность резьбовых соединений»
для студентов спец. 170400, 230100, 260200
Формат 60 х 84 Объем 1,5 п.л. Тираж 50 шт. Бесплатно.
На сайте https://s-agroservis.ru/pricenew/metizi-global/kolco-stop/ недорогие стопорные кольца.
