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 = 1,3F_зат + cF,

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 = 70F_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 резьбыболта d₁, мм:

d₁¢ = [4F_Б / (p[s]_P)]^1/2, (2.19)

где [s]_P = s_Т / [S], МПа (s_Т определяют по выбранному классу прочности; [S] – коэффициент безопасности).

Расчетный диаметр d₁¢ округляется в большую сторону до d₁ по ГОСТ 24705-81.

4. Конструктивно определяется длина болта l, мм:

l¢ = Sd_i + l₃,

где Sd_i – сумма толщин всех соединяемых деталей, мм; l₃ – запас на выход стержня болта за пределы гайки, мм.

Длина l¢ округляется по ГОСТ на болты.

5. Если размеры болтов известны (например по конструктивным рекомендациям), то из формулы (2.19) определяют s_Ри требуемую величину s_Т¢:

s_Р = 4F_Б / (pd₁²); s_Т¢ = s_Р[S] .

По величине s_Т¢ назначают безопасный класс прочности болтаиз усло-вия s_Т ³ s_Т¢, где s_Т – предел текучести материала, соответствующий выбранному классу прочности.

Расчет при переменной нагрузке

Проводят проверочный расчет по коэффициентам безопасности:

а) на предотвращение пластической деформации:

S_Т = s_Т / s_max= s_Т / (s_зат+ 2s_а) ³ [S_Т] = 1,25…2,5,

где s_зат= 1,3F_зат / А₁ – напряжение предварительной затяжки, МПа; А₁ – рас-

четная площадь сечения болта по d₁, мм²; s_а = c(F_Б_max – F_Б_min) / (2A₁) – ампли-

туда напряжений, МПа; F_Б_max и F_Б_min – соответственно максимальная и минимальная внешняя нагрузка на оси болта по формуле (2.16), Н;

б) на ограничение амплитуды цикла:

S_a = s_a_lim / s_a ³ [S_a] = 2,5…4,

где s_a_lim = s_-_l_Р K_dK_V / K_s – предельная амплитуда цикла, МПа; s_-_l_Р – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений растя-

жение-сжатие; K_d – коэффициент влияния размеров болта; K_V – коэффициент влияния качества поверхностного слоя; K_s – эффективный коэффициент концентрации напряжений.

Все параметры, входящие в формулу s_a_lim выбирают по справочникам.

МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ

Общие сведения

Все механические передачи делятся на две группы:

– передачи зацеплением (зубчатые: цилиндрические, конические; червячные; цепные; зубчато-ременные; винт-гайка);

– передачи трением(фрикционные и ременные).

К разновидностям цилиндрических передач относятся планетарные, волновые, реечные и винтовые, а конических – гипоидные.

На рис. 3.1 показаны направления вращения валов передач: по часовой стрелке – правое, против часовой стрелки – левое. Изменение направления движения называется реверсированием. Передача, расположенная между двумя соседними валами, называется ступенью привода.

Конкретный состав передач в приводе зависит в основном от трех критериев:

1) общего передаточного числа привода и₀;

2) компоновки привода, т.е. от объема заданного проcтранства, в котором должен размещаться привод, и взаимного расположения в нем осей валов;

3) технико-экономических возможностей конкретного предприятия.

Самым распространенными и предпочтительными являются зубчатые цилиндрические передачи.

<4 5 678 9 10 >

Дата добавления: 2021-07-22; просмотров: 287;