xvd

1. СОЕДИНЕНИЯ ДЕТАЛЕЙ ЛЕТАТЕЛЬНЫХ АППАРАТОВ

Соединения дают возможность собрать машину из отдельных узлов и де-талей. Все виды соединений подразделяют на разъемные, неразъемные и комби-нированные.

Разъемные соединения допускают повторные сборку и разборку. К ним относятся резьбовые (рис. 5.1, а), шпоночные (рис. 5.1, б), шлицевые, штифтовые (рис. 5.1, в), профильные, клеммовые и другие соединения.

Неразъемные соединения невозможно разобрать без разрушения или по-вреждения. К ним относятся заклепочные (рис. 5.1, г), сварные (рис. 5.1, д) и дру-гие соединения.

а                           б                                         в                                г                                              д

Рис. 5.1

Одним из основных критериев работоспособности и расчета соединений является равнопрочность. Необходимо добиваться того, чтобы соединения были равнопрочными с соединяющими элементами.

5.1. РЕЗЬБОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ

5.1.1. Классификация резьб

Резьбовыми называют соединения, элементы которых имеют резьбу. Резь-бы подразделяют:

1. По профилю – на треугольную (метрическую и дюймовую, рис. 5.2, а), круглую (рис. 5.2, б), трапецеидальную (рис. 5.2, в), упорную (рис. 5.2, г) и пря-моугольную (рис. 5.2, д).

а                                                   б                                в                                г                            д

Рис. 5.2

26

1. По расположению – на внутреннюю и внешнюю (рис. 5.3, а), цилиндри-ческую (рис. 5.3, б) и коническую (рис. 5.3, в).

а                                                 б                                               в

Рис. 5.3

1. По направлению винтовой линии – на правую (наиболее распространен-ная, рис. 5.4, б) и левую (рис. 5.4, а).

а                                                                      б

Рис. 5.4

1. По количеству заходов – на одно-, двух- и многозаходную (рис. 5.5).

Рис. 5.5

1. По назначению – крепежную (рис. 5.6, а, б) и ходовую (рис. 5.6, в).

а                                                 б                                                           в

Рис. 5.6

27

Наибольшее распространение в соединениях получили стандартизирован-ные крепежные резьбы с треугольным профилем – метрические (рис. 5.7) и дюй-мовые с нормальным и мелким шагом.

30

Гайка

60

Винт

Ось резьбы

Круглые резьбы имеют ограниченное применение, в основном для дета-лей, которые собираются в условиях загрязнения (пожарная арматура, вагонные стяжки, цоколи электроламп). Параметры круглой резьбы регламентированы ГОСТ 6042–83. Круглая резьба удобна при изготовлении накаткой или отливкой.

Для соединения и уплотнения деталей применяют крепежно-уплотняющие резьбы. Это дюймовые резьбы, имеющие треугольный профиль, но без радиаль-ных зазоров для предупреждения вытекания жидкости. Например, трубная резь-ба. Это мелкая дюймовая резьба без зазоров по выступам и впадинам для лучше-го уплотнения (см. рис. 5.3, в).

Трубную резьбу можно нарезать также на конической поверхности для достижения высокой плотности соединения.

5.1.2. Способы изготовления резьбы.

Материалы резьбовых элементов

Основные способы изготовления:

1. Нарезание резцами, плашками, фрезами.

1. Накатка роликами методом пластического деформирования. При этом повышается усталостная прочности вследствие благоприятного формирования

28

волокон и возникновения остаточных напряжений сжатия, которые снижают ра-бочие напряжения растяжения (рис. 5.8).

Рис. 5.8

Материалы для резьбовых деталей машин – это, в первую очередь, стали 35, 45, 38Х, 30ХГСА, 40ХНМА, 18Х2НВА. В авиации часто применяют титано-вые сплавы.

2.1.2. Типы крепежных деталей

Болты

Болт – это цилиндрический стержень

• резьбой на одном конце и головкой на другом (рис. 5.9). Обычно болты использу-ют вместе с гайками и шайбами.

Возможна установка болтов с зазо-ром (рис. 5.9, а) или без (рис. 5.9, б). В пер-вом случае соединение получается более технологичным (нет необходимости очень точно обеспечивать соосность отверстий в

поскольку необходимо создать силы трения между стягиваемыми деталями, достаточ-

ные для удержания деталей от сдвига. Во втором случае соединение легче, по-скольку при постановке болтов без зазора имеет большую нагрузочную способ-ность в направлении, перпендикулярном продольной оси болта.

Винты (ввертные болты)

Винты, как и болты, имеют цилиндрическое тело с резьбой, но использу-ются, как правило, без гаек (рис. 5.10). При этом в одной из соединяемых деталей нарезают резьбу, а сквозь вторую винт проходит свободно, с зазором.

29

Существует огром-ное множество типов голо-вок винтов (рис. 5.11), в том числе с внешним и внут-ренним шестигранни-ком, квадратом, звездочкой, со шлицом под отвертку и т.д.

Использование шли-цев и внутренних профилей обеспечивает безопасное ввертывание винта в ответ-ственных местах, так как при превышении момента затяжки больше допустимо-

го первой срезается шлиц/профиль, а не резьба в корпусе.

Рис. 5.10

Рис. 5.11

Шпильки

Шпилька – это стержень с резьбой без головки (рис. 5.12). Резьба может быть на концах или вдоль всей длины стержня. Один конец вворачивают в одну из деталей, а на вторую накручивают гайку.

Для облегчения вкручивания на одном из концов предусматривают шлиц под отвертку или квадрат меньшего, чем резьба, сечения.

Рис. 5.12

Гайки

30

Гайка – это деталь вращения с внутренней резьбой (рис. 5.12). Наружная форма обычно шестигранная, но в некоторых случаях может быть круглой, в виде барашка или с накаткой.

Обычная высота нормальной гайки ≈ 0,8 d, но она может быть от легкой до тяжёлой с толщиной (0,5…1,6) d .

Рис. 5.13

Установочные винты

Установочные винты применяются при необходимости зафиксировать взаимное расположение деталей относительно друг друга. Для этого на концах имеют различные выступы или углубления для лучшей фиксации деталей, а так-же, если имеется необходимость или возможность, изготавливают специальные отверстия под концы установочных винтов.

Примеры концов установочных винтов приведены на рис. 5.14.

а                 б                  в                  г                д                   е

Рис. 5.14

31

Конический конец (рис. 5.14, а) глубоко проникает в ответную деталь и поэтому применим для постоянной фиксации деталей. Плоский конец (рис. 5.14, б, в, г) наиболее эффективен при плоской ответной поверхности. За-сверлённый конец (рис. 5.14, д) даёт хорошее трение с валом. Ступенчатый конец со сферой используют в том случае, когда следует избежать значительной де-формации деталей.

5.1.3. Распределение нагрузки между витками резьбы

Задача распределения сил между витками резьбы является статически неоп-ределимой. При ее решении необходимо учитывать деформации винта, гайки и вит-ков резьбы. Эту задачу впервые решил Н. Е. Жуковский, применив методы теории упругости. Он установил, что нагрузка по резьбе распределяется неравномерно (рис. 5.15). В решении Н. Е. Жуковского нагрузка на первый виток гайки состав-ляет 34 % от общей нагрузки, а на десятый – » 1 %.

• действительности неравномерность меньше вследствие ошибок изготов-ления, а также из-за контактных и пластических деформаций, т. е. фактически на-грузка на 1-й виток составляет не 34, а 16...25 %.

Рис. 5.15

Рассмотрим основную причину этой неравномерности. Из рисунка 5.16 вид-но, что в поперечном сечении первого витка резьбы винт растянут, а гайка сжата, т.е. имеют место деформации с различными знаками. Разницу деформации винта

• гайки воспринимает виток резьбы. В соответствии с законом Гука, чем больше деформация элемента, тем выше нагрузки, вызвавшие эту деформацию. Следова-тельно, первый виток резьбы, на который действует вся внешняя нагрузка, наи-более нагружен. Последующие витки нагружены меньше, так как к ним приходит только та часть нагрузки, которая осталась после предыдущих витков. Следова-тельно, они воспринимают меньшую разность деформаций.

32

Рис. 5.16

Существует несколько путей выравнивания нагрузки между витками:

• использование резьбы высокой точности;

• использование пластичных материалов;

• использование гаек особой конструкции;

• использование модификации профиля резьбы;

• и т. д.

Использование гаек особой конструкции

• конструкции так называемой «висячей» гайки предусмотрено опирание гайки таким образом, чтобы витки гайки, как и витки болта, работали на растя-жение (рис. 5.17). Это позволяет улучшить выносливость соединения примерно на 30 %.

Рис. 5.17

Ещё один вариант показан на рис. 5.18. Подрезая наиболее нагруженные витки, добиваются их большей податливости и, таким образом, перераспределе-ния нагрузки на следующие витки.

33

Рис. 5.18

5.1.4. Расчет крепежной резьбы на прочность

Расчет резьбы выполняют по условным напряжениям, которые сравнивают

• допустимыми напряжениями, установленными на основе экспериментов и практики эксплуатации.

Покажем схему винтовой пары (рис. 5.19). Резьбу рассчитывают:

1. По напряжениям сре-

где Km – коэффициент полноты резьбы, который зависит от типа резьбы:

1. аb = се .

P   P

Для треугольной резьбы K       0,87 .

Напряжения смятия

Допускаемые напряжения для стали принимают по таблицам или прибли-женно:

[ ] = (0,2...0,3) T ; [ см ]= 0,8 T .

Из условия равнопрочности винта и гайки получают, что высота гайки

1. = 0,8d . Иногда принимают H = 0,5d (низкая гайка). 34

5.1.5. Расчет болтов (шпилек) на прочность

Расчет  болтов  на  прочность  выполняют,  как  правило,  в  два  этапа:

1. проектный; 2) проверочный.

Проектный расчет сводится к предварительному определению диаметра болта, проверочный – к нахождению коэффициентов запаса усталостной и стати-ческой прочности.

Иногда проектный расчет является окончательным для малонагруженных болтов.

Проектный расчет болтов

1. Болт (шпилька) нагружен продольной (осевой) силой (основной расчет-ный случай, рис. 5.20, а).

Fз

F/2                                         F/2

Диаметр болта определяют из условия его работы на растяжение:

p       F 2              p              d1 ,

d1

4

где F – растягивающая сила от действия рабочих нагрузок; d1 – внутренний диаметр резьбы;

1. Болт нагружен поперечной силой.

А. Болт поставлен в отверстие без зазора (рис. 5.20, б). Такой болт называ-ют призонным.

Диаметр стержня болта dc определяют из расчета его работы на срез и смя-тие. Касательные напряжения среза

F

dc2                                 dc ,

4

где [ ]= (0,2...0,3) т – допустимые напряжения на срез.

Нормальные напряжения смятия

см    F см          .

h dc

При значительном расстоянии l между линиями действия сил F чистый болт будет работать и на изгиб от момента M F l .

Преимущество соединения чистыми болтами состоит в том, что, кроме пе-редачи нагрузки F , обеспечивается также точная центровка деталей.

Б. Болт поставлен в отверстие с зазором (рис. 5.20, в).

Поперечная нагрузка F должна передаваться силой трения в стыке FT , ко-торая равна

FT = kF .

Для создания силы трения применяют предварительную затяжку болтов.

Болт рассчитывают на растяжение по силе предварительной затяжки:

Fз = FT  = kF ,

f           f

p     Fз2               p             d1 ,

d1

4

где f = 0,08...0,12 – коэффициент трения; k – коэффициент надежности затяжки:

при статической нагрузке k = 1,3..1,5 ; при динамической k = 1,8…4.

• общем случае затяжка необходима: 1) для создания сил трения в стыках, воспринимающих сдвигающие нагрузки; 2) для обеспечения нераскрытия стыка (или герметичности); 3) для повышения усталостной прочности резьбовых со-единений.

При более точных расчетах необходимо учитывать касательные напряже-ния в стержне винта от действия крутящего момента трения в резьбе при завин-чивании гайки. В соответствии с четвертой гипотезой прочности эквивалентные номинальные напряжения в винте от растяжения и кручения

экв     2p   3 2       ,

36

Для метрической резьбы с основным шагом угол подъёма винтовой линии в среднем 2 30 . Среднее значение коэффициента трения можно принять

1. 0 ,12 и тогда приведенный угол трения

где α – угол профиля, для метрической резьбы α = 60°. При этих значениях ψ и φ’

экв   1,3  p.

• коэффициент 1,3 учитывает воздействие кручения. Таким образом, окончатель-ная формула для расчетов имеет вид:

Допустимые напряжения и рекомендуемые коэффициенты запаса выносли-вости и прочности для резьбовых соединений:

При неконтролируемой затяжке [S  ]= 2,5...4,0; [ST ]= 1,3...1,5.

Допустимое напряжение:

– для болта, поставленного в отверстие без зазора и нагруженного статиче-

ской сдвигающей силой [ cp ]= 0,4 T ; при переменной нагрузке [ cp ]= (0,2...0,3) T ;

37

– для болта, поставленного в отверстие без зазора и нагруженного сдви-гающей силой, как статической, так и переменной [ см ]= 0,8 T ;

– для стальных соединяемых деталей [ см ]= 0,8  T ;

– для чугунных соединений деталей [ см ]= 0,4  b ;

– для бетонного основания [ см ]£ 2 МПа;

– для деревянного основания [ см ]£ 4 МПа.

Расстояние между стяжными болтами (винтами, шпильками) в ответствен-ных конструкциях из условия герметичности и прочности принимают не более (8...10)d , где d – наружный диаметр резьбы.

5.1.6. Расчет резьбовых соединений, нагруженных отрывающими силами (раскрытие стыка не допускается)

Примером таких соединений могут быть болты для крепления крышек гид-ро- и пневмоцилиндров, нагруженных давлением жидкости или газа (рис. 5.21, а), разного рода кронштейны (рис. 5.21, б), а также крышек, воспринимающих зна-чительные осевые силы (тяга ТВД, нагрузка от вертолетного винта).

Рис. 5.21

Пусть число болтов равно Z . Герметичность (нераскрытие стыка) должна обеспечиваться предварительной затяжкой болтов. Сила, отрывающая крышку, создаваемая, например, давлением жидкости р, F0 0 ,78 D2 p .

Принимаем, что сила F0 распределяется по болтам равномерно, тогда внешняя сила, действующая на болт, F = F0 .

Z

Для того, чтобы определить потребную силу затяжки, после которой будет обеспечена герметичность соединения, рассмотрим ряд положений болтового со-единения (рис. 5.22). В исходном положении (рис. 5.22, а) болт имеет длину lБ0,

38

соединенные детали – суммарную толщину lД0. При вращении гайки создаётся сила затяжки FЗ, под действием которой болт удлиняется на величину Б и дета-ли сжимаются на Д (рис. 5.22, б). В результате длина болта составит lБ = lБ0 + Б, толщина деталей – lД = lД0 – Д.

а

б

в

Рис. 5.22

После приложения к соединению внешней осевой силы F болт дополни-тельно удлинится на величину δ, на эту же величину уменьшится деформация деталей (рис. 5.22, в).

Рассмотрим процесс затяжки и нагружения в системе координат сила– деформация (рис. 5.23). Отложим значение силы предварительной затяжки Fз .

39

где         – коэффициент податливости (деформация, вызванная единичной силой);

• – коэффициент жесткости (сила, вызывающая единичную деформацию). Из уравнения (5.2) выразим Fз :

Проведем линию деформирования болта ОА и линию деформирования де-тали ОВ (рис. 5.23, а). Для удобства рассмотрения совместной работы болта и де-тали перенесем прямую ОВ параллельно самой себе и проведем ее через точки А

• С (рис. 5.23, б). В этом случае отсчет деформации болта выполняем от точки О вправо, а деформация детали – от точки С влево.

а                                                                                        б

Рис. 5.23

Как отмечено выше, после приложения к соединению внешней осевой силы

1. деформации болта и деталей изменились на величину . Отобразив этот факт на графиках, получим диаграмму затяжки (рис. 5.24). Из неё видно, что усилие в болте после приложения внешней силы выросло на величину FБ, а сила предва-рительной затяжки FЗ уменьшилась на величину FД = F – FБ и стала равняться FЗО (остаточная сила затяжки). Таким образом, условие нераскрытия стыка мож-

но выразить как       Д             0 ,    или      Fзо > 0.

40

F

FД

где – коэффициент основной (внешней) силы, показывающий, какую часть от внешней силы воспринимает болт. Сила, идущая на разгрузку деталей (стыков),

FД = F – FБ = (1 – χ)F.

Запишем, чему равна деформация       :

FБ   Б    FД   Д ,

F Б  1 F  Д ,

откуда

Из опыта и экспериментов известно, что = 0,1...0,4 , т. е. в предварительно затянутом соединении после приложения внешней силы нагрузка на болт увели-

41

чивается на 10...40%, остальную часть внешней нагрузки воспринимает стык (де-тали).

Как видно из формул (5.3), (5.4), зависит от податливостей или жестко-стей болта и деталей.

Определим силу затяжки, при которой выдерживается нераскрытие стыка:

FЗmin = FД = (1 – χ)F.

Это предельное значение силы затяжки. Принимают

FЗ = kЗFЗmin = kЗ (1 – χ)F,

где kз – коэффициент запаса затяжки; kз = 1,3...1,5 – для статической нагрузки; kз 1,5...4 – для динамической нагрузки.

Зависимость (5.5) является более удобной для расчетов на усталость, пото-му что выделена переменная составляющая FБ; формула (5.6) лучше отражает физику явления.

Перепишем уравнение (5.5):

FП = FЗ + FБ = kЗ (1 – χ)F + χF.

Работа болта на кручение учитывается так же, как и в формуле (5.1). Тогда суммарная расчетная сила на болт

FСР = 1,3FЗ + FБ.

Диаметр болта определяют из формулы:

5.1.7. Определение коэффициента основной нагрузки

• общем случае коэффициент основной нагрузки определяют таким обра-зом (см. формулу 5.3):

Д Д Б сумма податливостей всех деталей соединения включая болт .суммаподатливостейсоединяемыхдеталей

Определение податливости болта. Принимают, что у болта деформирует-ся та его часть, что находится в отверстии, и половина высоты гайки. Если на болте есть части с различными диаметрами (рис. 5.25), то из условия совместно-сти деформаций (они накапливаются от участка к участку) податливость всего болта равна сумме податливостей участков:

42

Определение податливости соединяемых дета-лей. Существует гипотеза, что давление со стороны гай-ки и головки болта распространяется не по всей площа-ди, а только в некоторой зон влияния (рис. 5.26, а). Счи-тают, что деформируется только тот материал, который находится внутри усеченного конуса с меньшим диамет-ром, равным размеру под ключ S (рис. 5.26, б).

Экспериментально определено, что это справедли-во при толщинах соединяемых деталей h 1,5 S . Будем считать, что рассматривается именно этот случай. Угол конуса = 25 28 , tg » 0,5.

а

Рис.5.26

Рис.5.25

б

Так же как и для болта, для деталей податливость стыка равна сумме по-датливостей отдельных участков:

Для упрощения определения площадей АДi конусы давления заменяют эк-вивалентными по площади цилиндрами (рис. 5.27). Диаметр эквивалентного ци-

43

Рис. 5.27

Тогда можно записать:

где d0 – диаметр отверстия под болт, обычно d0 = d + 1 мм.

5.1.8. Расчет болтов на прочность при переменных нагрузках

Рассмотрим, какие циклы перемены напряжений возможны в болтах (см.

рис. 1.9).

Симметричный цикл невозможен, так как болты не работают на сжатие. Если болт предварительно не затянут, то он работает по отнулевому циклу,

если же предварительно затянут – по асимметричному. Покажем это на диаграм-мах. Будем оперировать не напряжением, а силами (рис. 5.28).

В соответствии с рисунком для первого случая

менных нагрузок для повышения усталостной прочности болтов необходимо да-вать предварительную затяжку болта.

Затяжка приводит к увеличению суммы нагрузок, действующих на болт, что несколько снижает его статическую прочность, но при этом значительно уменьшается переменная (амплитудная) часть нагрузки.

44

Рис. 5.28

Поскольку за возникновение усталостных трещин ответственны перемен-ные напряжения, то уменьшение их приводит к повышению усталостной прочно-сти болта.

Запас усталостной прочности болта равен:

где -1 – предел усталостной прочности гладкого образца; k – эффективный ко-эффициент концентрации напряжений; – масштабный фактор; kУ – коэффици-ент, учитывающий технологическое упрочнение; – коэффициент конструктив-ного упрочнения ( = 1, если гайка работает на деформацию сжатия, и

= 1,35...1,60, если тело гайки в зоне резьбы частично или по всей длине работа-ет на растяжение); a – амплитудное напряжение в болте; [S ] = 1,5...2,5 , если за-тяжка контролируемая; [S ] = 2,5...4 – если затяжка неконтролируемая.

Болты, работающие по асимметричному циклу, при сохранении условия усталостной прочности могут потерять работоспособность из-за достижения пре-дела текучести. Поэтому необходимо определять запас прочности по статической несущей способности:

где зam – напряжения от силы предварительной затяжки; S 1,5 . Допустимые напряжения затяжки в болте

зат        Fз         0 ,8 T .

АБ

Обычно принимают       зат     0 ,5...0 ,7  T .

45

5.1.9. Мероприятия, повышающие усталостную прочность болтов

Прочность при действии переменных напряжениях нарушается вследствие возникновения трещин в местах концентрации напряжений.

Места концентрации напряжений на теле болта – это точки 1, 2, 3 (рис. 5.29). 10...15 % всех разрушений приходится на точку 1, 15...20 % – на точку 2, 60...70 % – на точку 3.

Точка 3 – это первый рабочий виток резьбы. Для точки 3 характерна высо-кая концентрация напряжений вследствие концентрации нагрузки.

Для повышения усталостной прочности болтов применяют конструктор-ские и технологические мероприятия.

Рис. 5.29

Конструкторские мероприятия

1. Снижение концентрации напряжений на стержне болта (рис. 5.30).

1. Уменьшение концентрации в резьбе (рис. 5.31). При переходе от резьбы с плоской впадиной к резьбе с r = 0,4P амплитудные напряжения a уменьшаются приблизительно в 2 раза.

Рис. 5.30                                                                             Рис. 5.31

46

3.Изменение жесткости болтов и деталей при постоянных силе затяжке и внешней:

а) снижением жесткости болта за счет уменьшения диаметра стержня в не-нарезанной части до dc = (0,8...1)d1 или увеличения длины болта lБ (рис. 5.32, а);

б) повышением жесткости деталей.

Из рисунка 5.32, б видно, что на жесткий болт (красная линия) действует сила FБ1 , которая больше силы FБ 2 , действующей на податливый болт (зеленая линия).

FБ2

F

а                                                                                                       б

Рис.5.32

1. Применение гаек специальной конструкции, например, таких, которые, как и болт, работают на растяжение (см. рис. 5.17).
2. Использование для болтов высокопрочных термообработанных сталей с упрочняющими покрытиями. Таким образом повышается предел текучести T , что позволяет принимать большие з , в связи с чем уменьшается a .

Технологические мероприятия

1. Накатка резьбы (см. подразд. 5.1.9). При этом волокна металла не перере-заются, а пластично деформируются, и на поверхности резьбы возникают оста-точные напряжения сжатия. Это снижает концентрацию напряжений и рабочие напряжения растяжения.

1. Обкатка впадин резьбы роликами и обдувка дробью. Положительный эффект возникает благодаря остаточным напряжениям сжатия. Предел выносли-вости можно повысить в 2...3 раза.

47

1. Химико-термическая обработка (цементация, азотирование, цианирова-ние и др.). Эффект возникает благодаря остаточным напряжениям и повышению предела выносливости материала болтов.

5.1.10. Расчет групп болтов

Расчет групп болтов сводится к определению нагрузки для наиболее на-груженного болта. Потом этот болт рассчитывают на прочность по формулам, приведенным выше, как одиночный.

Рассмотрим несколько случа-ев расчета групп болтов.

1. Расчет группы болтов, если раскрытие стыка не допускается.

Корпус крепится к основанию при помощи группы болтов и на-гружен силой F (рис. 5.33).

Болтовое    соединение    нагру-

жено  моментом      M     Fx h    и  отры-

вающей    силой      Fy .    Нераскрытие

стыка обеспечивается предвари-тельной затяжкой болтов.

При действии момента М кор-пус будет поворачиваться. Вокруг какой оси? Если раскрытие стыка не допускается, то корпус и основа ра-ботают как одно целое. Поэтому по-ворот корпуса происходит относи-тельно оси, проходящей через центр тяжести стыка, как при изгибе кон-сольной балки прямоугольного се-чения в месте её жёсткой заделки.

Условие нераскрытия стыка

з >         м +  у ,

т.е. напряжения в стыке от силы предварительной затяжки должны быть больше напряжений, которые

48

где k = 1,25...1,5 – коэффициент запаса затяжки.

Условие нераскрытия стыка позволяет найти силу предварительной затяж-

ки.

Выразим в уравнении (5.7) напряжения через силы:

k    6 M

откуда Fз

Z      H

Fз Z   k      M

BH            BH 2

       6

Fy       .

Fy         ,

BH

Для расчета болта необходимо определить внешнюю силу, действующую на самый нагруженный болт.

Для данного соединения F = Rм + Ry , где Rм  – реакция в болте от момен-

где d1 – внутренний диаметр резьбы болта. Затем выбираем стандартную резьбу и стандартный болт.

Примечание. При решении задач следует различать напряжения от предварительной

49

5.1.11. Расчет группы болтов, нагруженных силой и моментом, действующими в плоскости стыка

Рассмотрим кронштейн, который при помощи шести болтов прикреплен к основанию (рис. 5.34). На кронштейн действует сила F, которая стремится повер-нуть его.

Перенесем силу статическим нулем в центр болтового соединения. Полу-чим силу F и момент Fl.

Нагрузка от силы F распределяется по болтам равномерно:

Fl        4RM 1 r1   2RM 2 r2 .

Суммарная сила, действующая на каждый болт, равна геометрической сумме соответствующих сил RFi и RM i , т.е.

Ri = RM i  + RFi .

Рассмотрим два случая:

1. Болты поставлены без зазора. Прочность болтов рассчитывают по на-пряжениям среза и смятия:

50

где dc – диаметр гладкого стержня;

где h – толщина кронштейна.

1. Болты поставлены с зазором. Нагрузка передается силами трения в сты-ке, которые относят к осям болтов. Детали не будут сдвигаться, если сила трения под каждым болтом Fтр > Ri . Необходимая сила трения обеспечивается предва-

рительной затяжкой болтов:

Fз        kз Ri max .

f

Диаметр болта определяют из условия его работы на растяжение:

1,3Fз2d1 .

0.78d1

5.1.12. Расчет болтов фланцевых соединений,

нагруженных вращающим моментом

Рассматривают два случая (рис. 5.35):

А. Болты поставлены в отверстие без зазора. Окружная сила, приходящаяся на один болт,

Если фланцы податливы, то силу трения относят к оси болта. Сила трения

FTP kFt   Fз f ,

2kT

где Fз        ZDf .

Болт рассчитывают на растяжение:

51

1,3Fз2d1 .

0.78d1

Если сравнивать варианты А и Б, то получим, что в первом случае диаметр болта меньше, а во втором – соединение будет дешевле.

5.1.13. Стопорение резьбовых соединений

Резьбы обладают свойством «самоторможения», т. е. осевая нагрузка не вызывает поворота гайки относительно болта. В случае действия только осевой статической нагрузки затяжки болтов вполне достаточно для предохранения со-единений от ослабления.

При вибрациях, носящих случайный или систематический характер и свя-занных в большинстве случаев с перекосом опорных поверхностей (при монтаже или в эксплуатации вследствие изгиба), могут быть кратковременные периоды, когда гайка оказывается почти свободной от осевых сил. В результате даже не-значительные боковые силы могут вызвать ее поворот.

При действии внешних сил в плоскости стыка развинчивание может проис-ходить и при наличии остаточной силы затяжки, например, когда передаваемый трением на головку болта момент больше момента развинчивания в резьбе, хотя и меньше момента затяжки.

Практика показала, что резьбовые соединения могут надежно работать при переменных нагрузках только в застопоренном состоянии. Для этого применяют стопорение созданием дополнительного трения между крепежом и соединяемы-ми деталями (фрикционное) и путём введения дополнительных деталей (пози-тивное).

• табл. 5.1 приведены методы стопорения резьбовых соединений деформи-руемыми элементами.

52

Таблица 5.1

Шайбы стопорные

многолапчатые

по ГОСТ 11872–80

для гаек

по ГОСТ 11871-80