Реферат: Резьбовые соединения - текст реферата. Скачать бесплатно.
Банк рефератов, курсовых и дипломных работ. Много и бесплатно. # | Правила оформления работ | Добавить в избранное
 
 
   
Меню Меню Меню Меню Меню
   
Napishem.com Napishem.com Napishem.com

Реферат

Резьбовые соединения

Банк рефератов / Технологии

Рубрики  Рубрики реферат банка

закрыть
Категория: Реферат
Язык реферата: Русский
Дата добавления:   
 
Скачать
Microsoft Word, 4186 kb, скачать бесплатно
Заказать
Узнать стоимость написания уникального реферата

Узнайте стоимость написания уникальной работы

33 Введение Любая машина или механизм состоят из деталей, соединенных в сб о рочные единицы. Деталь – это изделие, изготовленное из однородного по наим е нованию и марке материала без применения сборочных операций . Например, болт, шесте р ня, вал, литой корпус и т.д. Сборочная единица (узел) – изделие, детали которого подлежат с о единению между собой сборочными операциями на предприятии-изготовителе . Например, подшипник, сварной корпус, редуктор, автом о биль, станок, корабль, авторучка и т.д. Две или более сборочные единицы, не соединенные на предпр и ятии-изготовителе сборочными операциями, но предназначенные для в ы полнения взаимосвязанных функций , называются комплексом . Например, станочная линия, автомат и зированный склад, ракетный пусковой комплекс и т.д. Среди большого разнообразия деталей и узлов есть такие, кот о рые используют почти во всех (или во многих) машинах: крепеж, валы, подшипники, редукторы, муфты и т.д. Такие детали (узлы) называют детал я ми машин общего назначения . Их изучением, расчетом и конструированием занимаются в курсе « Д етали машин и основы конструирования » . Др у гие детали (узлы) встречаются только в определенных типах машин. Например, колеса, гусеницы, коленчатые валы, суппорты, крюки, штампы и т.д. Они называю т ся деталями специального назначения и изучаются в спецкурсах. 1 . Расчет деталей машин 1.1 Ряды предпочтительных чисел Стандарт (ГОСТ) – это технический закон , соблюдение котор о го является безоговорочным и обязательным. Одной из основ стандартизации являются ряды предпочтител ь ных чисел , получившие широчайшее применение в машиностроении для размеров, передаточных чисел, нагрузок, мощностей, скоростей и других пар а метров. По ГОСТ 8032 – 8 4 принято пять рядов чисел геометрической прогре с сии (наиболее экономически выгодной) со знаменателем = 10 1/ n , которые обо з на чают буквой R (по имени автора, Шарля Ренара, 1879 г .) и цифрой показ а теля n : n 5 10 20 40 80 ц 1,6 1,25 1,12 1,06 1,03 ряд R 5 R 10 R 20 R 40 R 80 Наиболее распространенным я в ляется « с редний » ряд чисел R 20: 1 1,12 1,25 1,4 1,6 1,8 2 2,24 2,5 2,8 3,15 3,55 4 4,5 5 5,6 6,3 7,1 8 9 10. Предпочтительные числа других порядков можно получить пер е носом запятой в любую сторону, т.е. умножением на 10, 10 2 … 10 – 2 , 10 – 1 и т.д. На основе рядов предпочтительных чисел построены стандарты конкретных объектов. Например, по ГОСТ 6636 – 6 9 ряды нормальных линейных разм е ров обозначают Ra ( Ra 10, Ra 20 и т.д. ). Зная числа рядов, можно иметь « в голове » параметры многих станда р тов. 1.2 Основные критерии работоспособности деталей м а шин Критерий – это « м ерило значения чего-либо » , граница допустимости р е шения, ограничение целевой функции. Важнейшими критериями работоспособности деталей машин явл я ются прочность , жесткость , износостойкость , теплостойкость , вибр а ционная усто й чивость . При конструировании работоспособность деталей обеспечивают выб о ром материала и расчетом размеров по основному критерию. Выбор крит е рия обусловлен характером воздействия нагрузки, среды и вызываемым в и дом отказа. В настоящее время самым распространенным критерием работоспособности является про ч ность. Прочность – это способность детали сопротивляться разрушению или потере формы под действием приложенных к детали нагрузок. Этому кр и терию должны удовлетворять все детали и узлы . На основании принципа независимости действия сил любое сложное н а пряженное состояние можно разложить на простые виды: растяжение , сжатие , изгиб , сдвиг (кручение), срез – это внутренние напряжения в сечениях дет а лей. На поверхности соприкосновения (контакта) двух деталей под нагрузкой возникают поверхностные напряжения . Если размеры площадок контакта о д ного порядка с другими размерами деталей, то говорят о напряжениях см я тия см . Если хотя бы один из размеров площадки контакта существенно мал по сравнению с другими размерами, то возникают контактные напряжения . Исследованием контактных напряжений занимался Генрих Герц ( Hertz ). В его честь эти напряжения обозначают с индексом « Н » : Н , ф Н . В « Т еории упругости » различают две контактные задачи : а) с первоначальным (до приложения нагрузки) контактом по л и нии , например, сжатие двух цилиндров по общей образующей (рис. 1 .1); Вследствие упругих деформаций под действием сжимающей н а грузки w = F / l линия контакта переходит в узкую полоску шир и ной 2 а (2 а << ), на которой возникают контактные напряжения Н , изменяющиеся по эллиптич е скому закону. Формула Герца для первоначального контакта по линии : Н = Z E ( w / пр ) 1/2 [ H ] , (1.1) где w = F / l – удельная (на 1 мм длины линии контакта) линейная нагрузка, Н/мм; Z E – коэффициент влияния механических свойств материалов дет а лей; 1/ пр = 1/ 1 1/ 2 – приведенная кривизна поверхностей контакта: 1 и 2 – р а диусы кривизны. Знак плюс – контакт двух выпуклых тел (рис. 1 .1), знак м и нус – контакт выпуклого 1 и вогнутого 2 тел . Рис. 1 .1 Рис. 1 .2 б) с первоначальным контактом в точке , например, сжатие шара на пло с кости (рис. 1 .2). Числовые значения Н намного превышают другие виды напряжений и даже пределы текучести Т и прочности В . Например, в подшипниках кач е ния Н max = = 4200 МПа, а Т = 1700 МПа и В = 1900 МПа у стали ШХ15 для них. Кроме Н , в зоне контакта возникают также касательные напряж е ния Н max = 0,3 Н max в точке, отстоящей от поверхности контакта на глуб и ну 0,78 а . Отсутствие мгновенного разрушения объясняется тем, что в зоне дейс т вия Н и Н материал находится в условиях всестороннего объемного сжатия . Рассчитав величины отдельных составляющих напряжений, по принципу суперпозиции (наложения) с учетом векторного характера, можно определить суммарное или эквивалентное напряжение Е . Например, для совместных н а пряжений изгиба и кручения : Е = ( 2 + 3 2 ) 1/2 [ ]. По критерию [ ] делают оценку прочности изделия. Виды прочностных расчетов Проектировочный расчет – при заданных нагрузках и выбра нном мате риале (допускаемых напряжениях) определяют безопасные размеры сечений детали. Это ориентировочный, предварительный расчет , так как многими н е известными параметрами приходится задаваться по рекомендациям практики. Проверочный расчет – при заданных нагрузках, размерах и форме дет а ли определяют фактические значения напряжений или коэффициентов безопа с ности. Это основной и окончательный вид расчета , дающий оценку прочности. 1.3 Расчет на сопротивление усталости при переменных напр я жениях 1.3.1 Переменные напряжения Нагрузка – это общее понятие силы, момента силы, давления. Нагрузки делят на статические и динамические. Статическая нагрузка – постоянная или мало изменяющаяся во врем е ни, которая не вызывает колебаний системы и приводит к постоянным н а пряжениям . Динамическая нагрузка изменяется во времени, вызывает появление колебаний и переменных напряжений . Переменные напряжения могут возникать и при постоянной нагрузке , если рассматриваемая фиксированная точка (сечение) тела изменяет свое пол о жение во времени относительно неподвижной нагрузки, т.е. в движущихся д е талях. Переменные напряжения характеризуются циклами изменения напряж е ний. Характеристика цикла (рис. 1 .3) 1. Принят синусоидальный закон колебаний (рис. 1 .3, а ). 2. Время одного цикла называют периодом Т . Если задан ресурс L , то о б щее число циклов N = L / T . 3. Наибольшее max и наименьшее min напряжения – величины алге б раические (со знаками). 4. Коэффициент асимметрии цикла R = min / max . 5. Среднее напряжение m = ( max + min ) / 2 = 0,5 (1 + R ) max – пост о янная составляющая цикла. 6. Амплитуда а = ( max – min ) / 2 = 0,5 (1 – R ) max – переменная часть цикла, наиболее опасная для прочности, показывающая размах колебаний отн о сительно среднего постоянного уровня. Если | max | | min |, то цикл называют асимметричным . Если min = 0, то R = 0, m = а = 0,5 max – цикл отнулевой (рис. 1 .3, б ). Если | max | = | min | и max > 0, а min < 0 (рис. 1 .3, в ), то R = – 1, m = 0, а = max – цикл симметричный , самый опасный для прочности ( а = max ). Если R = +1, то max = min . По величине и по знаку – это постоянные напряжения . Примечание. Все, что касается в этом разделе нормальных напряжений , относится и к касательным напряжениям с заменой в формулах символа на . Во всех реальных деталях имеются микротрещины, включения, неспло ш ности, нарушения структуры, т.е. дефекты . При переменных напряжениях микротрещины (и другие дефекты), развиваясь (с наработкой числа циклов), приводят к усталостной трещине , которая проникает в глубь сечения и выз ы вает усталостное разрушение детали. Процесс накопления повреждений наз ы вают у сталостью . Усталостное разрушение происходит при меньших напр я жениях, чем В или Т . 1.3.2 Пределы выносливости Циклическая долговечность материалов при переменных напряжениях характеризуется кривыми усталости (кр и выми Велера). Кривые усталости (рис. 1 .4) получают экспериментально на стандартных образцах, задавая им разли ч ные величины напряжений max и фиксируя число циклов N , при которых пр о исходит разрушение образцов. Уравнение кривой усталости: i q N i = C , где С – постоянная, соответствующая условиям проведения экспериме н та. Пределом выносливости материала называют максимальное напряж е ние, которое может выдержать образец материала при наработке заданного числа циклов. Как показывает опыт, кривые усталости имеют два характерных участка : левый наклонный и правый горизонтал ь ный (рис. 1.4). Абсциссу точки перелома N lim ( N G ) кривой усталости называют базовым числом ци к лов , а соответствующий ему предел выносливости – пределом длительной выносливости (или базовым) lim b ( R ). Например, для образцов че р ных металлов N lim = 10 7 , для цветных сплавов N lim = (5…10) 10 7 . Рис. 1.4 При N < N lim имеет место предел огран и ченной выносливости lim ( RN ). Как видно из рис. 1 .4, чем выше напряжение , тем раньше начнется у с талостное разрушение. Связь между пределами выносливости по уравнению Велера: lim q N = lim b q N lim , откуда lim = lim b K L , где K L = ( N lim / N ) 1/ q называют коэффициентом долговечности. При N N lim принимают K L = 1. Показатель степени q зависит от материала, термообработки, вида н а пряжений, влияния условий эксперимента и т.д. Он колеблется от 4 до 20, и его значения рекомендуются в каждом конкретном случае расчета детали (узла). Пределы выносливости материалов (кривые усталости) определяют на стандартных испытательных образцах . Образец – это гладкий цилиндрич е ский стержень малого диаметра (например, 10 мм ) со свободной полированной поверхностью без упрочнения и термообработки. Нет нужды доказывать, что реальные детали отличаются от образцов формой, наличием на поверхностях посадок и других концентраторов напряжений (резьба, пазы, шлицы, галтели и др.), размерами, термообработкой, шероховатостью. Все эти отличия влияют на прочность и обязательно должны учитываться при расчетах. В общем случае предел выносливости детали при асимметричном ци к ле нагружения: lim D = 2 -1 / [(1 – R ) K D / K L + D (1 + R )], (1.2) ( lim D – то же с заменой символов на ), где -1 – предел длительной выносливости образца при симметричном цикле нагружения, МПа; R – коэффициент асимметрии цикла; K D = ( K / K d +1/ K F – – 1) / K V – коэффициент снижения предела выносливости при переходе от о б разца к реальной детали. Здесь K – эффективный коэффициент концентрации н а пряжений; K d – коэффициент влияния размеров детали; K F – коэффициент влияния качества (шероховатости) поверхности; K V – коэффициент влияния п о верхностного упрочнения (термообработки); D – коэффициент влияния аси м метрии цикла напряжений; K L = ( N lim D / N E ) 1/ q – коэффициент долгове ч ности детали (узла). Здесь N lim D – базовое число циклов детали ; N Е – эквивалентное число циклов изменения н а пряжений: N E = [( i / max ) q N i ], (1.3) где max – на пряжение от длительно действующей максимальной нагрузки п е ременного режима; i и N i – постоянное напряжение и соответствующее ему число циклов i - г о постоянного блока циклограммы нагружения. Коэффициенты в формуле (1.2) выбираются по справочн и кам. 1.4 Коэффициенты безопасности Коэффициенты безопасности определяют по напряжениям и : S = пред / max [ S ]; S = пред / max [ S ], где при постоянных напряжениях предельными пред ( пред ) являются предел тек у чести Т ( Т ) – для пластичных материалов и временное сопротивление В ( В ) – для хрупких материалов; при переменных напряжениях предельными являю т ся пределы выносливости деталей lim D , lim D . При совместном действии напряжений и находят общий коэффиц и ент безопасности: S = S S / ( S 2 + S 2 ) 1/2 [ S ], где при постоянных напряж е ниях [ S Т ] = 1,3…2 – по пределу текучести Т ; [ S В ] = 2…2,4 – по пределу про ч ности В ; при переменных напряжениях [ S ] = 1,5…2,5 – для пластичных и [ S ] = = 2,5…4 – для хрупких материалов. 2. Резьбовые соединения 2.1 Основные виды крепежных изделий Резьба – это образование на поверхности детали выступов и впадин, идущих по винтовой линии. Резьбовое соединение имеет две детали: с нару ж ной резьбой (винт) и с внутренней резьбой (гайка). Все резьбы стандартизов а ны . Для соединения деталей применяют болты (винт с гайкой, рис. 2 .1, а ), винты (рис. 2 .1, б ) – вместо гайки резьба в одной из скрепляемых деталей и шпильки (рис. 2 .1, в ) – стержень с двумя н а резанными концами (синтез болта с гайкой и винта: ввинчивание по плотной посадке в деталь). Соединения винтами – самые прогрессирующие, особенно при отсутс т вии в узлах мест под гайки и при высоких требованиях к их массе и внешнему в и ду. На рис. 2 .1 указаны: d – номинальный (наружный) диаметр резьбы; l – длина болта, винта, шпильки; l 0 – длина нарезанной ча с ти стержня под гайку; l 1 – глубина завинчивания; l 3 – выход стержня за гайку; = 6 P – недорез рез ь бы; х = (2…2,5 ) Р – сбег резьбы; Н – высота гайки; Н 1 , Н 2 – толщины деталей; s – толщина шайбы; d h – диаметр отверстия в деталях под стержень винта; Р – шаг резьбы. По характеристикам статической прочности крепежные детали раздел я ют на классы прочности и группы . Для стальных болтов, винтов и шпилек по ГОСТ 1759.4 – 8 7 предусмотр е но 11 классов прочности : 3.6; 4.6; 4.8; 5.6; 5.8; 6.6; 6.8; 8.8; 9.8; 10.9; 12.9 (цифры условно обозначим a . b ). Первое число а , умноженное на 100, предста в ляет собой номинальное значение временного сопротивления В , МПа, мат е риала резьбовой детали. Произведение a b 10 – номинальное значение пред е ла текучести Т , МПа. Второе число – b 10 = Т / В % – степень пластичности м а териала. Например, болт класса прочности 6.8: В = 6 100 = 600 МПа; Т = 6 8 10 = 480 МПа; Т / В = 8 10 = 8 0 % . Для стальных гаек с высотой, равной или более 0,8 d , по ГОСТ 1759.5 – 8 7 установлены 7 классов прочности : 4, 5, 6, 8, 9, 10, 12. Число, умноженное на 100, показывает напряжение от испытательной (пробной) силы, МПа. Существует правило, что разрыв в соединении должен быть по резьбе стержня болта . Отсюда число класса прочности гайки показывает наибол ь ший класс прочности болта (первую цифру), с которым данная гайка может и с пользоваться в соединении. Например, гайка класса прочности 5 может прим е няться с болтом класса прочности не выше 5.8. Крепежные изделия в зависимости от условий эксплуатации могут быть и з готовлены с защитным покрытием или без покрытия . Обозначение п о крытий от 00 до 13 . Например, 00 – без покрытия; 01 – цинковое с хроматир о ванием; 02 – кадмиевое с хроматированием; 05 – окисное; 12 – серебряное; 13 – никелевое. 2.2 Краткие сведения из теории резьбовой пары 1. Момент завинчивания и осевая сила на винте Подавляющее большинство резьбовых соединений с предварительной затяжкой. Затяжка создается при сборке с целью, чтобы после приложения раб о чей нагрузки не происходило раскрытия стыка или сдвига соединяемых дет а лей. При завинчивании гайки (или винта с головкой) необходимо приложить момент завинчивания Т зав (рис. 2 .2) для пр е одоления момента Т Р сопротивления в резьбе и момента Т Т сопротивления на торце гайки: Т зав = Т Р + Т Т , (2.1) где T P = F t d 2 / 2 = 0,5 F зат d 2 tg ( + 1 ) ; (2.2) Т Т = 0,5 F зат f T d ср , (2.3) В формулах (2.2) и (2.3): F t – окружная (в плоскости, перпендикулярной к оси соединения) движущая сила; F зат – осевая сила затяжки; d 2 – средний диаметр резьбы; – угол подъема резьбы; 1 – приведенный (с учетом вли я ния угла профиля б) угол трения в резьбе: 1 = / cos ( /2), ц – угол трения м а териалов пары винт – гайка; f T – коэффициент трения материалов пары гайка – деталь; d ср – средний диаметр кольца (рис. 2 .2): d ср = 0, 5 ( D + d h ). Угол подъема резьбы опред е ляют по среднему диаметру d 2 (рис. 2 .3): tg = P h / d 2 = nP / d 2 , где nP = P h – ход резьбы, n – число заходов. Подставляя в формулу (2.1) значения моментов Т Р и Т Т , получим Т зав = 0,5 F зат d 2 [ tg ( + 1 ) + f T d ср / d 2 ] . (2.4) Все резьбы геометрически подобны. В среднем для метрической резьбы: = 2 0 30 ; d 2 0,9 d ; d ср 1,4 d ; 1 = / cos30 0 1,15 1,15 arctg f . Тогда при f = f T = 0,15 (резьба и торец гайки без смазки) Т зав 0,2 F зат d . С другой стороны, принимая в среднем длину гаечного ключа L (рис. 2 .2) от оси винта до серед и ны ладони рабочего равной 14 d , будем иметь момент завинчивания на ключе Т зав = F P L = 14 F P d , где F P – усилие рабочего. Из равенства 0,2 F зат d = 14 F P d п о лучим F зат = 70 F P , т.е. за счет рычага на гаечном ключе и параметров соединения имеем в ы игрыш в силе затяжки в 70 раз . При f = f T = 0,1 F зат 100 F P . 2. Самоторможение в резьбе Самоторможение – это сохранение затянутого положения гайки так, что для ее отвинчивания следует приложить момент, противоположного направл е ния моменту завинчивания. Момент отвинчивания: Т отв = 0,5 F зат d 2 [ tg ( 1 – ) + f T d ср / d 2 ] . Условие самоторможения: Т отв 0. Без учета трения на торце гайки ( Т Т = 0) должно быть tg ( 1 – ) 0 и 1 . Если в среднем = 2 0 30 , то 1 2 0 30 ; arctg f = 1 / 1,15; f tg 2 0 17 или f 0,04. С учетом влияния момента Т Т f 0,02 . Таким образом, при статической нагрузке все крепежные резьбы сам о тормозящие . При вибрациях 1 уменьшается вследствие микроперемещений поверхностей трения, смятия микронеровностей на рабочих поверхностях рез ь бы, и резьбовая пара самоотвинчивается. Поэтому при переменных нагру з ках обязательно применение стопорных устройств . 3. КПД резьбовой пары КПД резьбы определяют как отношение полезной работы на винте к з а траченной работе на ключе при повороте гайки на произвольный угол. Без учета трения на торце гайки КПД равен: = tg / [ tg ( + 1 )] . При = 2 0 30 и f = 0,1 0,3, а с учетом трения на торце (момента Т Т ) КПД еще ниже. 4. Распределение осевой силы по виткам резьбы На рис. 2 .4 показано распределение осевой силы F зат по виткам резьбы. На первый виток резьбы приходится около 1/3 F зат , а на последний, дес я тый виток – менее 1/100 F зат . Основная причина столь неравномерной нагрузки – разноименное сочет а ние деформаций витков : болт растянут, гайка сжата . Не имеет смысла увеличивать высоту гайки за счет числа z витков (более десяти). Например, у стандартных шестигранных г а ек при Н = 0,8 d z = 6. Все конструктивные мероприятия для выравнивания н а грузки по виткам резьбы направлены на создание одноименных деформаций в районе первых витков . Например, на рис. 2 .5, а приведена « в исячая » гайка, на рис. 2 .5, б – гайка с по д нутрением, на рис. 2 .5, в - гнездо под ввинчиваемый конец шпильки. Под действием силы F зат (да еще добавится сюда сила от рабочей нагру з ки) произойдет либо разрыв стержня винта, либо срез резьбы. 5. Прочность резьбового участка стержня болта При сборке стержень болта растягивается силой F зат и скручивается м о ментом Т Р сил сопротивления в резьбе. Момент Т Т на торце гайки на стержень не передае т ся. Эквивалентное напряжение для пластичных материалов: Е = ( 2 + 3 2 ) 1/2 [ ] Р , (2.5) где = F зат / А ; А = d P 2 / 4; = T P / W К ; T P = 0,5 d 2 tg ( + 1 ); W К = d P 3 / 16. За расчетный диаметр d Р принят d 1 – вн утренний диаметр резьбы стер ж ня. Формулу (2.5) после подстановки в нее и представим в виде Е = 1 + 1 2 [ tg ( + 1 ) d 2 / d 1 ] 2 1/2 [ ] Р . При = 2,5 0 ; 1 = 1,15 arctg f и f = 0,15 1 = 9,8 0 ; d 2 / d 1 1,06 будем иметь Е = 1,28 . За расчетное значение принимают 1,3 . Условие прочности при затяжке гайки: = 1,3 F зат / ( d 1 2 / 4) [ ] Р , (2.6) где коэффициент 1,3 учитывает влияние скручивания стержня болта при з а тяжке гайки . Рассчитывая напряжения по формуле (2.6), следует сделать вывод: при затяжке гаек с резьбой меньше М12 обязательно должен быть контроль ус и лия затяжки во избежание разрушения болтов . 6. Прочность витков резьбы на срез Из условия равнопрочности витков резьбы на срез и стержня болта на растяжение определена необходимая глубина завинчивания l 1 (рис. 2 .1) винтов и шпилек для различных материалов деталей: в сталь пластичную l 1 = d , с пониженной пластичн о стью 1,25 d ; в чугун l 1 = 1,25 d и 1,6 d ; в легкие сплавы l 1 = 2 d и 2,5 d . 7. Эксцентричное нагружение болта Эксцентричная нагрузка возникает а) в болтах с так называемой костыл ь ной головкой (рис. 2 .6, а ); б) при перекосах опорных поверхн о стей под гайкой или головкой болта (рис. 2 .6, б ). Рис. 2 .6 Под действием силы F в стержне болта действуют напряжения растяжения Р и изгиба и . При этом, как показыв а ют расчеты, и во много раз может пре вышать Р . Напряжения изгиба являются самыми опасными для прочности болтов, винтов и шпилек . Отсюда правила конструирования : 1. Не допускать черновых (необработанных) поверхностей под гайками, головками, шайбами. 2. Несопрягаемые (свободные) поверхности корпусных деталей не обр а батывают. В местах установки крепежа следует предусматривать: а) на литых деталях – бобышки (местные выступы) под обработку выс о той S = 2…3 мм (рис. 2 .7, а ); б) на сварных д е талях – платики (рис. 2 .7, б ); в) на любых деталях – цековки глубиной h = 1,25…1,6 мм (рис. 2 .7, в ). 3) Использовать сферические, косые шайбы и другие выравнивающие от изгиба устройства. 2.3 Расчет болтовых соединений Как правило, детали соединяются несколькими болтами, т.е. группой болтов . При расчете приняты сл е дующие допущения: 1) все болты одинаковые и равнозатянутые; 2) поверхности стыка деталей не деформируются, остаются плоскими; 3) как правило, стыки имеют оси симметрии, болты располагаются си м метрично относительно этих осей. Расчет группового болтового соединения сводится к отысканию н а грузки для наиболее нагруженного болта и его расчету на прочность как единичного. Выразив силы F T 2 , F T 3 … F Ti _ через F T 1 – наибольшую по величине, нах о дящуюся на наибольшем расстоянии 1 – F T 2 = F T 1 2 / 1 , …, F Ti = F T 1 i / 1 , – и, подставив их в условие (2.9), пол у чим Т = F T 1 1 2 / 1 + F T 1 2 2 / 1 + … + F T 1 i 2 / 1 . Отсюда F T 1 = Т 1 / ( 1 2 + 2 2 + … + i 2 ). В общем виде для i - г о болта F Т i = 10 3 Т i / ( i 2 ) , (2.10) где Т , Н м ; i , мм ; i = 1, 2… z . 3. При совместном действии силы F F и силы F Т i определяют полную сдвигающую силу F d , действующую на наиболее нагруженный болт. На рис. 2 .9 это болт 1 – угол между векторами F F и F Т 1 острый. Для него по теореме косинусов сдвигающая сила б у дет равна: F d 1 = [ F Т 1 2 + F F 2 – 2 F Т 1 F F cos ( F Т 1 F F )] 1/2 . 4. Условием надежности соединения является отсутствие сдвига дет а лей в стыке под действием силы F d . Соединение может быть выполнено в двух вариантах: а) на болтах , установленных в отверстия деталей с зазором ; б) на болтах (по ГОСТ 7817 – 8 0), установленных в отверстия плотно, без зазора . 5. Болт с зазором. Сила F d уравновешивается силами трения F f на ст ы ках. Они создаются силой затяжки F зат болта при сборке (рис. 2 .10): F f = iF зат f F d . Откуда требуемая сила затяжки F зат = K F d / ( if ), (2.11) где К = 1,5…2 – коэффициент запаса затяжки на сдвиг; i – число плоскостей стыка; f – коэффициент трения материалов дет а лей на стыке. Если, например, принять К = 1,5, f = 0,15, i = 1, то требуемая сила F зат должна быть в 10 раз больше внешней сдвигающей силы F d . Отсюда бол ь шие 1. Нагрузка в зоне болта от центральной силы F z : F F = F z / z . 2. Сила F М от изгибающих моментов М распределяется по болтам (рис. 2 .12) пропорционально их расстояниям от центральных осей. F = F F + F М x max + F М y max , (2.13) где знак плюс, если F z растягивает стык; знак минус, если F z сжимает стык. Рис. 2.13 4. Возможность раскрытия стыка с и лой F устраняется предварительной затяжкой бо л тов F зат. Применяют болты с зазором . При сборке соединения силой F зат (рис. 2.13, а ) стержень болта растягивается, а с о единяемые детали сжимаются (условно считают в пределах конусов 1 , 2 и ц и линдра 3 сжатия). После приложения к д е талям внешней силы F (рис. 2.13, б ) болт дополнительно растянется на величину l Б , а детали ослабят свое первон а чальное сжатие на l Д (разгрузка стыка). Условие равновесия сил : Q Б + Q Д = F , (2.14) где Q Б – часть внешней нагрузки, приходящейся на болт, Q Д – часть внешней нагрузки, идущей на ослабление сжатого с и лой F зат стыка. Условие совместности деформ а ций болта l Б и деталей l Д : l Б = l Д , (2.15) где по закону Гука l = Ql / ( EA ) = Q , здесь Е – модуль упругости материала; А – площадь поперечного сечения на длине l ; = l / ( EA ) – податливость, мм/Н. Тогда из условия (2.14) Q Д = F – Q Б и из условия (2.15) будем иметь Q Б Б = ( F – Q Б ) Д . Откуда Q Б = F Д / ( Б + Д ) . Соотношение податливостей называют коэффициентом основной (внешней) нагрузки : = Д / ( Б + Д ) . Тогда Q Б = F и Q Д = (1 – ) F . Только часть внешней силы F идет на дополнительное растяжение болта , остальная часть (1 – ) F расходуется на разгрузку сжатого стыка деталей (уменьшение силы затяжки в них). Для жесткого стыка (стальные, чугунные детали) определено, что = = 0,2… 0,3. При наличии в стыке упругих прокладок (медь, алюминий, картон, резина и т.д. ) растет и стремится к ед и нице. Если Q Д = F зат или F = F зат / (1 – – ), то произойдет раскрытие стыка. Сл е довательно, чем больше сила затяжки F зат , тем большая сила необходима для раскрытия стыка . Расчетная сила на болт с учетом скручивания стержня при затяжке га й ки: F Б = 1,3 F зат + F . (2.16) 2.4 Сила затяжки 1. Сила затяжки из условия отсутствия сдвига В случае общей схемы нагружения (рис. 2 .8), кроме сдвигающей силы F d , на стык действуют еще отрывающие F z , M x , M y . Влияние моментов M x и M y не учитывают, поскольку (рис. 2 .14) они не и з меняют суммарной силы трения F f на стыке ( компенсация: слева – F f , справа + F f ) . Отрывающая сила F z о с лабляет давление и силу трения на стыке и требует увеличения затяжки. Сжимающая сила F z увел и чивает силу трения. На ослабление или усиление стыка деталей расходуется часть внешней нагру з ки (1 – ) F z . 2. Сила затяжки из условия нераскрытия стыка В этом случае каждый из z болтов предварительно затянут силой F зат2 , т.е. весь стык нагружен силой zF зат 2 . Напряжения сжатия на стыке при этом: зат = zF зат2 / A ст , где А ст – площадь стыка, мм 2 , (рис. 2 .15). Отрывающая сила F z разгружает стык на величину (1 – ) F z . Напряж е ния сжатия зат на стыке уменьшатся на F = (1 – ) F z / A ст . Наибольшие напряжения от изгиба стыка моментом М действуют в то ч ках А и В . С учетом податливостей элементов соединения М = 10 3 (1 – ) М / W ст , 2.5 Порядок расчета болтов для общей схемы нагружения 2.5.1 Расчет при статической нагрузке 1. Расчетная осевая сила на наиболее нагруженном болте (болт с зазором) по формуле (2.16) F Б = 1,3 F зат + F , где F зат определяют по формулам (2.17) и (2.18). Если F зат1 > F зат2 (например, в 1,5 и более раза), то для восприятия силы F d следует применять разгружающие стык от сдвига устройства , а в формулу (2.16) подставлять значение F зат2 . 2. Возможность затяжки болтов рабочим стандартным гаечным ключом определяется из соотношения F зат = 70 F раб , откуда требуемое усилие рабочего: F раб = F зат / 70 [ F раб ] = [200…300] Н. Если F раб < [ F раб ], то необходим контроль затяжки при сборке. Если F раб > [ F раб ], то следует предусмотреть дополнительные меры по обеспечению F зат . 3. В проектировочном расчете находят внутренний диаметр резьбы болта d 1 , мм: d 1 = [4 F Б / ( [ ] P )] 1/2 , (2.19) где [ ] P = Т / [ S ], МПа ( Т определяют по выбранному классу прочности ; [ S ] – коэффициент безопасности). Расчетный диаметр d 1 округляется в большую сторону до d 1 по ГОСТ 24705 – 8 1. 4. Конструктивно определяется длина болта l , мм: l = i + l 3 , где i – сумма толщин всех соединяемых деталей, мм; l 3 – запас на в ы ход стержня болта за пределы гайки, мм. Длина l округляется по ГОСТ на болты . 5. Если размеры болтов известны (например по конструктивным рек о мендациям), то из формулы (2.19) определяют Р и требуемую величину Т : Р = 4 F Б / ( d 1 2 ); Т = Р [ S ] . По величине Т назначают безопасный класс прочности болта из усло вия Т Т , где Т – предел текучести материала, соответствующий выбра н ному классу прочности. 2.5.2 Расчет при переменной нагрузке Проводят проверочный расчет по коэффициентам безопасности: а) на предотвращение пластической деформации : S Т = Т / max = Т / ( зат + 2 а ) [ S Т ] = 1,25…2,5, где зат = 1,3 F зат / А 1 – напряжение предварительной затяжки, МПа; А 1 – ра с четная площадь сечения болта по d 1 , мм 2 ; а = ( F Б max – F Б min ) / (2 A 1 ) – ампл и туда напряжений, МПа; F Б max и F Б min – соответственно максимальная и минимальная внешняя н а грузка на оси болта по формуле (2.16), Н; б) на ограничение амплитуды цикла : S a = a lim / a [ S a ] = 2,5…4, где a lim = - l Р K d K V / K – предельная амплитуда цикла, МПа; - l Р – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений ра с тяжение-сжатие; K d – коэффициент влияния размеров болта; K V – коэффициент влияния качества поверхностного слоя; K – эффективный коэффициент ко н центрации напряжений. Все параметры, входящие в формулу a lim выбирают по справочникам. 3. Механические передачи 3.1 Общие сведения Все механические передачи делятся на две гру п пы : – передачи зацеплением (зубчатые: цилиндрические, конические; червячные; цепные; зубч а то-ременные; винт-гайка); – передачи трением (фрикционные и реме н ные). К разновидностям цилиндрических передач относятся планетарные, волновые, рее ч ные и винтовые, а конических – гипоидные. Конкретный состав передач в приводе зависит в основном от трех кр и териев : 1) общего передаточного чи с ла привода и 0 ; 2) компоновки привода, т.е. от объема заданного про c транства, в котором должен размещаться привод, и взаимного располож е ния в нем осей валов; 3) те х нико-экономических возможностей конкретного предприятия. Самым распространенными и предпочтительными являются зубчатые цилиндрические пер е дачи . 3.2 Характеристика передач привода Основные характеристики: 1) нагрузка на рабочем органе: сила, вращающий момент или мощность и характер (цикл о грамма) ее изменения; 2) скорость рабочего органа; 3) ресурс – в частности, срок службы. Эти характеристики минимально необходимы и достаточны для проектир о вочного расчета любой передачи. Кроме основных, важное значение имеют следующие дополнительные характер и стики : 1) общее передаточное число привода и 0 = и 1 и 2 … и i , где и i – передаточное число о д ной i - й ступени передач. 2) общий КПД привода : з 0 = з 1 з 2 … з i , где з i – КПД одной i - й кине мат и ческой пары; 3) потребная (расчетная) мощность двигателя Р дв
1Архитектура и строительство
2Астрономия, авиация, космонавтика
 
3Безопасность жизнедеятельности
4Биология
 
5Военная кафедра, гражданская оборона
 
6География, экономическая география
7Геология и геодезия
8Государственное регулирование и налоги
 
9Естествознание
 
10Журналистика
 
11Законодательство и право
12Адвокатура
13Административное право
14Арбитражное процессуальное право
15Банковское право
16Государство и право
17Гражданское право и процесс
18Жилищное право
19Законодательство зарубежных стран
20Земельное право
21Конституционное право
22Конституционное право зарубежных стран
23Международное право
24Муниципальное право
25Налоговое право
26Римское право
27Семейное право
28Таможенное право
29Трудовое право
30Уголовное право и процесс
31Финансовое право
32Хозяйственное право
33Экологическое право
34Юриспруденция
 
35Иностранные языки
36Информатика, информационные технологии
37Базы данных
38Компьютерные сети
39Программирование
40Искусство и культура
41Краеведение
42Культурология
43Музыка
44История
45Биографии
46Историческая личность
47Литература
 
48Маркетинг и реклама
49Математика
50Медицина и здоровье
51Менеджмент
52Антикризисное управление
53Делопроизводство и документооборот
54Логистика
 
55Педагогика
56Политология
57Правоохранительные органы
58Криминалистика и криминология
59Прочее
60Психология
61Юридическая психология
 
62Радиоэлектроника
63Религия
 
64Сельское хозяйство и землепользование
65Социология
66Страхование
 
67Технологии
68Материаловедение
69Машиностроение
70Металлургия
71Транспорт
72Туризм
 
73Физика
74Физкультура и спорт
75Философия
 
76Химия
 
77Экология, охрана природы
78Экономика и финансы
79Анализ хозяйственной деятельности
80Банковское дело и кредитование
81Биржевое дело
82Бухгалтерский учет и аудит
83История экономических учений
84Международные отношения
85Предпринимательство, бизнес, микроэкономика
86Финансы
87Ценные бумаги и фондовый рынок
88Экономика предприятия
89Экономико-математическое моделирование
90Экономическая теория

 Анекдоты - это почти как рефераты, только короткие и смешные Следующий
Мешок проросшей картошки, продавленный диван, подшивка журнала «Работница» за 1973 год, спицы, ламповый телевизор «Рекорд» в неприватизированной однушке в хрущевке. А вам что досталось в наследство от одинокой троюродной бабушки?
Anekdot.ru

Узнайте стоимость курсовой, диплома, реферата на заказ.

Банк рефератов - РефератБанк.ру
© РефератБанк, 2002 - 2016
Рейтинг@Mail.ru