Конспект лекций по курсу детали машин для механических и машиностроительных специальностей icon

Конспект лекций по курсу детали машин для механических и машиностроительных специальностей


11 чел. помогло.
Смотрите также:
Конспект лекций по курсу детали машин для механических и машиностроительных специальностей...
Конспект лекций по курсу “Начертательная геометрия и инженерная графика” Кемерово 2002...
Методические рекомендации к выполнению курсового проекта по курсу "Детали машин" Разде л...
Программа дисциплины по кафедре Детали машин детали машин и механизмов...
Программа дисциплины по кафедре Детали машин детали машин...
Программа дисциплины по кафедре Детали машин теория механизмов и детали машин...
Конспект лекций по курсу «Организация производства»...
Рабочая программа дисциплины детали машин для специальностей: 260601 Машины и аппараты пищевых...
Конспект лекций удк 651. 5 Ббк 60. 844 Конспект лекций по курсу «Делопроизводство»...
Конспект лекций удк 651. 5 Ббк 60. 844 Конспект лекций по курсу «Делопроизводство»...
Методическое пособие и контрольные задания для студентов-заочников механических специальностей...
Методическое пособие и контрольные задания для студентов-заочников механических специальностей...



Загрузка...
страницы: 1   2   3   4   5   6   7   8   9   ...   19
вернуться в начало
скачать
^

Глава II

РАЗЪЕМНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ



К разъемным относятся такие соединения, которые могут быть разобраны без повреж-дения деталей.

Резьбовые соединения


Все резьбы стандартизированы в мировом масштабе, то есть резьбы национальных стандартов соответствующих типов взаимозаменяемы.

^

Типы резьб и их применение




Рис. 9


1. По профилю резьбы разделяются на следующие типы:

а) остроугольная (треугольная). Основной тип крепежной резьбы. Метрическая резьба имеет угол  = 60°, дюймовая -  = 55°;

б) прямоугольная;

в) трапецеидальная;

г) упорная (пилообразная).

Резьбы типа (б), (в), (г) называются силовыми и применяются для тех винтовых соединений, в которых желательно иметь меньшие потери на трение (например, в домкратах, натяжных устройствах, подъемниках, винтовых прессах, ходовых винтах).

Прямоугольная резьба, вследствие технологических трудностей ее изготовления, применяется крайне редко и обычно заменяется резьбами типа (в) и (г). Резьба (г), как показано на рисунке, применяется только при одностороннем действии основных нагрузок; при обратном приложении нагрузки потери на трение возрастают. В некоторых случаях применяется также резьба круглого профиля (там, где имеется опасность повреждения острых кромок, например, в пожарном оборудовании, в цоколях электрических ламп).

^

Сравнение крепежных и силовых резьб



Рис.10



На рис.10 показаны в сравнении профили силовой (б) и крепежной (а) резьб. При равной в обоих случаях осевой нагрузке р крепежная резьба имеет большую силу трения в витках. Сила трения в силовой резьбе:

Fб=Pf

Сила трения в крепежной резьбе:

Fa = Nf = = Pf; f = .

f f; Fб Fa.


^ 2. По шагу резьбы разделяются на основные и мелкие. Мелкие резьбы для тех же диаметров имеют меньший шаг того же профиля, что и в основной резьбе. Применение мелких резьб меньше ослабляет сечение деталей и благодаря меньшему углу спирали нарезки лучше предохраняет соединение против самоотвинчивания.

Для диаметров свыше 20 мм уже обычно применяются мелкие резьбы.

Пример обозначения резьбы:

М 16 х 2 - основная; М 16 х 1,5 - мелкая.

Здесь: М - метрическая; 16 - номинальный (наружной) диаметр резьбы в мм; 2 и 1,5 - шаг резьбы в мм.


^ 3. По числу заходов нарезки



Рис. 11


Однозаходные (рис. 1l a) применяются для крепежных деталей.

Многозаходные (рис. 11 б) - обычно для силовых соединений. Угол наклона спирали нарезки  определяется из формул:

для однозаходных резьб - tg = ,

для многозаходных резьб - tg = ,

где Z - число заходов, t - шаг, dc - средний диаметр.

]

^ 4. Цилиндрические и конусные резьбы



Рис. 12

Конусные резьбы (рис. 12) применяется там, где необходимо герметически плотное соединение (пробки, трубы, наконечники арматуры). Применяются конусное резьбы как метрической, так и дюймовой системы измерения.

Для возможности свертывания конических резьб с цилиндрическими, биссектриса угла профиля конусной резьбы по ГОСТ перпендикулярна оси.


^ 5. Метрические и дюймовые резьбы

Для нового проектирования резьбы дюймовой системы измерения запрещены; они применяются только для ремонтных целей.

В дюймовых резьбах шаг определяется числом ниток резьбы на дюйм.

^

Элементы крепежных соединений




Рис. 13

Болт (рис. 13 a) требует для размещения гайки много места что увеличивает габариты и вес конструкции. Зато, при обрыве он легко заменяется.

Винт (рис.13 6) может иметь головку разной формы, в частности и шестигранную. Винт ввертывается в корпус и поэтому требует мало места для размещения, что сокращает размеры и вес конструкции. Однако, при сборке, резьба в корпусе (в особенности чугунном или алюминиевом) может быть повреждена. При обрыве трудно извлечь оставшуюся в резьбе часть винта.

Шпилька также ввертывается в корпус, для чего имеет с этой стороны тугую нарезку. При разборке свинчивается только гайка и тугая резьба в корпусе не повреждается. Шпильки рекомендуется применять при чугунных или алюминиевых корпусах.

^

Силовые зависимости в резьбовом соединении




Рис. 14



а) зависимость между осевой силой и крутящим моментом на оси винта иди гайки при завинчивании

Dc - средний диаметр трения по торцу головки или гайки;

dc - средний диаметр резьбы;

Mk - крутящий момент на оси ;

P - осевое усилие;

Т - окружное усилие по среднему диаметру резьбы;

N - нормальное усилие взаимодействия между винтом и гайкой, вектор которого смещен на угол трения ;

f - коэффициент трения в торце;

f1 - коэффициент трения в резьбе.

tg = f1

При завинчивании возникают моменты трения в резьбе и на торце:

Mk = Mрез + Mгор

Mрез = T= P tg(+)

Mгор = Pf

Mk = P tg(+)+ Pf

Mk = P[tg(+)+ f]

^

б) определение КПД резьбы


КПД резьбы определяется отношением идеального момента (без учета сил трения) к реальному моменту (с учетом трения).

КПД -  =

 = ;  = .


В частном случае, когда трение в опорах по торцам очень мало (например, если опорой являются подшипники качения):

 = .
^

Средства против самоотвинчивания винтов и гаек




Рис. 15


В машинах, где действуют циклические нагрузки, для всех винтов и гаек должны предусматриваться средства против самоотвинчивания. В порядке убывающей надежности применяются для этой цели: корончатые гайки со шплинтом (рис.15а), отгибные шайбы (рис. 156), завязывание проволокой (рис. 15в), пружинные шайбы (Гровера) (рис. 15г), контргайки (рис.15в) и другие способы.

^

Материал винтовых соединений


Стандартные винты и гайки изготавливаются из Ст.3, иногда Ст.4 и Ст.5, а также сталей: А-12 (автоматная), Ст.20, Ст.35, Ст.45 и других.

Для более ответственных напряженных соединений применяются: СТ.40Х, СТ.40ХН и другие. Шайбы пружинные изготавливаются из Ст.65Г с термообработкой, отгибные пластины и проволока для завязывания из Ст.1.

^

Распределение нагрузки по виткам резьбы



Рис. 16

Распределение нагрузки по виткам резьбы вследствие большой жесткости гайки неравномерно, на рис.16 показана эпюра по Н.Е.Жуковскому.


Применив гайку переменной жесткости (показано пунктиром), можно получить более благоприятную эпюру.

^

Расчет винтовых соединений


Опасными напряженными состояниями для болта или винта могут быть следующие:

а) стержень болта - на разрыв по внутреннему сечению резьбы;

б) резьба гайки - на смятие, срез или изгиб;

в) головка болта - на срез.

В стандартных болтах пункты (б) и (в) равнопрочны с пунктом (а), поэтому рассчитывается только стержень на разрыв. Из этих соображений высота головки h=0,7d, гайки - H=0,8d.

Различают следующие виды резьбовых соединений:

- ненапряженные, воспринимающие только нагрузку;

- напряженные, которые, кроме действующей нагрузки, воспринимают также усилиe дополнительной затяжки.



  1. ^ Расчет ненапряженных болтов (винтов)



Рис. 17

Напряжение разрыва в стержне болта:

 =  []

где P- осевая нагрузка;

Z - число болтов;

d1 - внутренний диаметр резьбы;

[] - допускаемое напряжение.

В этой формуле, для упрощения расчетов, приняты некоторые допущения. В действительности явления, происходящие в растянутом стержне болта, более сложны и эпюра распределения напряжений по сечению не вполне равномерна. Эти отклонения учитываются при выборе допускаемых напряжений.


^ 2. Расчет напряженных болтов при нагрузке центральной осевой силой

Это соединение осуществляется затяжкой болтов или гаек при действующей нагрузке. При этом стержень болта дополнительно нагружен касательными напряжениям от крутящего момента, для компенсации действия которых расчетная нагрузка принимается увеличенной на 30%. Усилие затяжки Рзат = 1,3Р.

= []


^ 3.Расчет болтов при нагрузке поперечной сдвигающей силой




Рис. 18

В этом случае возможны следующие варианты расчета:


Вариант А - стандартные болты с зазором (а).

Расчет производится на затяжку соединения осевой силой Рзат так, чтобы возникающая в стыке сила трения – F противостояла и была равна действию поперечной нагрузки - Р.

F = P = Pзат f

 = =  []

где f - коэффициент трения в стыке; можно принимать f = 0,2;

Z - число болтов;

1,3 - коэффициент, учитывающий влияние касательных напряжений кручения, возникающих при затяжке в стержне болта.

^

Вариант Б - призонные (плотные) болты или штифты, втулки, шпонки (б), (в)



В этом случае все крепежные отверстия должны быть обработаны (развернуты) в сборе, а болты в отверстиях установлены по плотной посадке. Только при этом обеспечивается восприятие поперечной нагрузки всеми болтами.

Касательное напряжение среза:

= []

Можно принимать [] = 0,7[]

Достоинства варианта А в том, что применяемые при нем болты - стандартные и обеспечивается взаимозаменяемость соединения; недостаток - потребность в большом количестве болтов, которые не всегда можно разместить.


Достоинство варианта Б в малом количестве необходимых для передачи нагрузки болтов; недостаток - потеря взаимозаме­няемости при замене одной из соединяемых деталей (например, вследствие износа). Для восстановления соединения необходимо совместно обработать отверстия на больший размер под болты большего диаметра.



Риc. 19

Если соединение нагружено крутящим моментом в плоскости стыка (рис.19), то сначала определяется касательное усилие P = , которое и является поперечной силой, а затем поступают так, как указано выше по варианту А или Б.


4. Резьбовые соединения, нагруженные центральной отрывающей силой, когда требуется гарантированная плотность стыка

При действии отрывающей силы Р необходима начальная затяжка, обеспечивающая плотность и жесткость стыка. Часть нагрузки Р дополнительно нагружает винты, остальная часть Р - Р идет на разгрузку стыка. Задача распределения нагрузки между винтом и стыком - статически неопределимая и решается из условий совместной их деформации.

Совместная деформация

= Pb = (1-)Pc

b и c - податливость винта и стыка при действии единичной силы.

Отсюда:

 =

Податливость винта по закону Гука

c =




Рис. 20


Податливость стыка определяется на основания так называемых конусов давленая (рис.20) опытным путем, например, по опытной формуле:

c =

Из условия сохранения плотности (нераскрытия стыка) определяется усилие затяжки:


KP = Pзат + KP; Pзат = KP(1 - ).

где К - коэффициент затяжки. Для статической нагрузки К = 1,3+1,5, для динамической - К= 1,5+l,4.

Расчетная нагрузка:

Pp = 1,3Pзат+P


4а. Расчет болтов крепления крышек резервуаров с внутренним давлением


Рис. 21


В этом случае (рис.21) болты должны быть затянуты так, чтобы не только преодолеть нагрузку от сил внутреннего давления, но также дополнительно сжать прокладку для обеспечения герметичности стыка. Усилие затяжки:

Pзат = Р + Рпр

Pзат =

Здесь: - внутреннее давление в резервуаре;

К - коэффициент, учитывающий сжатие прокладки;

К = 2 - 3,5.

Число болтов Z необходимо проверить по условию их размещения на среднем диаметре стыка Dс. Шаг размещения болтов

t =

должен быть таким, чтобы между болтами оставалось достаточно Места для ключа, завертывающего гайку или болт.

4б. Расчет болтовых соединений при действии отрывающего момента в плоскости перпендикулярной стыку

Нагрузка ^ Р разлагается по осям и дает следующие составляющие:

1) нормальная сила

N = P sin

2) касательная сила

Q = P cos

3) отрывающий момент

M = Qh = Ph cos

Из условия плотности (нераскрытия) стыка:

N = - нормальные растягивающие напряжения в стыке;

U = - изгибающие напряжения в стыке;

зат = - напряжения затяжки в стыке, которые должны перекрыть действие N и U.

min = зат - u + N []0

max = зат - u + N []cм


[]0 - наименьшее допускаемое давление смятия в стыке (по таблицам);

[]cм - наибольшее допускаемое давление смятия в стыке.

Определяем напряжение затяжки и усилие затяжки болтов Рзат:

зат = []0 + u + N = []0 +

Рзат = затАВ

Полагая, для упрощения расчетов, фланцы достаточно жесткими, а болты - податливыми, определяем напряжения в болтах по усилию их затяжки:

= []





Рис. 22


Проверяем стык на сдвиг касательной силой

Q < F = Pзат f

где F- сила трения в стыке; f - коэффициент трения в стыке.

^ 5. Расчет болтов при внецентренно приложенной силе

В этом случае (например, рис.23) загрузка приводится к отрывающей силе P и изгибающему моменту M = Pl. Полное нормальное напряжение равно сумме напряжений от этих нагрузок:

= p + м = []

Следует учесть, что напряжения изгиба могут в несколько раз превышать напряжения разрыва и представлять большую опасность для соединения.




Рис.23





Скачать 2,26 Mb.
оставить комментарий
страница2/19
Дата29.09.2011
Размер2,26 Mb.
ТипКонспект, Образовательные материалы
Добавить документ в свой блог или на сайт

страницы: 1   2   3   4   5   6   7   8   9   ...   19
средне
  3
хорошо
  3
отлично
  25
Ваша оценка:
Разместите кнопку на своём сайте или блоге:
rudocs.exdat.com

Загрузка...
База данных защищена авторским правом ©exdat 2000-2017
При копировании материала укажите ссылку
обратиться к администрации
Анализ
Справочники
Сценарии
Рефераты
Курсовые работы
Авторефераты
Программы
Методички
Документы
Понятия

опубликовать
Загрузка...
Документы

наверх