Розрахунок затягнутого болта, ненагруженного зовнішньої осьової силою.
Болт відчуває розтягнення і крутіше-ня тільки від затягування. Необхідну силу за-тяжкі болта визначають залежно від характеру навантаження різьбового з'єднань-ня. У машинобудуванні такі болтові з'єднання зустрічаються в клеммовие со-єднання (рис.36), в кріпленнях люків, кришок і т. П. У таких соеди-неніях стрижень болта розтягується силою затягування F3
Мал. 36.Клеммовоесоедіненіе
Перевірочний розрахунок виробляють по - еквівалентному (приведення-му) напрузі для небезпечної точки.
Еквівалентне напруження визначаємо за гіпотезою енергії формоіз-трансформаційних змін:
де - напруга розтягування в небезпечному перерізі болта; - наиболь-шиї напруга крутіння; d1 - внутрішній діаметр різьби; - ко-коефіцієнт затягування, що враховує скручування стрижня болта.
Проектувальний розрахунок затягнутого болта, ненагруженного осьової сі-лій. З урахуванням формул (13) і (14) внутрішній діаметр різьби болта
- допустиме напруження для болта.
Практикою встановлено, що болти з різьбленням, менше М10, можна пошкодити при недостатньо кваліфікованої затягуванні. Тому в силових з'єднаннях не рекомендують застосовувати болти малих діаметрів (менше М8). На деяких виробництвах для затягування болтів використовують спеціальні ключі граничного моменту. Ці ключі не дозволяють докласти при затягуванні момент, більше встановленого.
Розрахунок затягнутого і додатково навантаженого зовнішньої осьової силою болта.
Цей випадок є досить поширеним (фланцеві, фунда-цементних і тому подібні болтові з'єднання). Для більшості різь-бових виробів потрібна попередня затягування болтів, забезпечую-щая щільність з'єднання і відсутність взаємних зсувів деталей сти-ка. Після попереднього затягування під дією сили попереднього затягування болт розтягується, а деталі стику стискаються. Крім сили попереднього затягування на болт може діяти зовнішня осьова сила. Типовий випадок показаний на мал.37, де зовнішня сила створюється за рахунок тиску р. Розрахунок ведуть по результуючої навантаженні болта.
Мал. 37. Болти кріплення кришки до посудини
Перераховані види різьбових з'єднань відносять до напружених з'єднань.
Перевірочний розрахунок проводять за умовою (9). Розглянемо два слу-чаю розрахунку. При визначенні розрахункового напруги ар як сили, що розтягує болт, приймається: Fo - осьова сила, що розтягує болт, що діє на нього після попереднього затягування і додатки до нього зовнішньої сили F, або Fp - осьова, що розтягує болт сила при від-присутність подальшої підтяжки . Осьові сили:
де К3- коефіцієнт затягування болта (для з'єднання без прокладок при змінному навантаженні К3 = 1,25 ÷ 2,0; для з'єднання з прокладками); - коефіцієнт зовнішньої (основний) навантаження (для з'єднання без про-кладок = 0,2 ÷ 0,3; для з'єднання з пружними прокладками = 0,4 ÷ 0,9).
Проектувальний розрахунок затягнутого болта з додатковою осьової на-вантаженням при відсутності подальшої затяжки:
Болтове з'єднання навантажено силами в площині стику.
Умовою надійності з'єднання є відсутність зсуву деталей в стику. Конструкція може бути зібрана за двома варіантами.
Розрахунок болта, навантаженого поперечною сілойFrпрі установці його з зазором (рис. 38).
В цьому випадку болт ставиться з зазором в отвір деталей. Для забезпечення нерухомості листів, що з'єднуються 1, 2, 3 болт за-тягівают силою затягування F3. Щоб уникнути роботи болта на вигин його слід затягнути так сильно, щоб сили тертя на стиках деталей були більше сил, що зсувають Fr.
Мал. 38. До розрахунку болтів з'єднань-ня, що несе поперечне навантаження.
Болт встановлено з зазором
Мал. 39. До розрахунку болтів з'єднання, що несе поперечне навантаження.
Болтустановлен без зазору
Зазвичай силу тертя приймають з запасом: Ff = KFr. (До коефіцієнт запасу по зрушенню деталей, К = 1,3 - 1,5 при статичному навантаженні, К = 1,8 - 2 при змінному навантаженні).
Знайдемо необхідну затяжку болта. Врахуємо, що сила затягування бол-та може створювати нормальний тиск на i труться, (на рис. 38) або в загальному випадку
де i - число площин стику деталей (на мал.37 - i = 2; при з'єднанні тільки двох деталей i = 1); - коефіцієнт тертя в стику (= 0,15 - 0,2 для сухих чавунних і сталевих поверхонь);
Як відомо при затягуванні болт працює на розтяг і кручення тому міцність болта оцінюють по еквівалентному напрузі. Так як зовнішнє навантаження не передається на болт, його розраховують тільки на статичну міцність за силою затяжки навіть при змінної зовнішньої навантаженні. Вплив змінного навантаження враховують шляхом вибору підвищених значень коефіцієнта запасу.
Проектувальний розрахунок болта, навантаженого поперечною силою:
внутрішній діаметр різьби
Розрахунок болта, навантаженого поперечною силою, з установкою його без зазору (рис. 39). В цьому випадку отвір калібрують рядків, а діаметр стрижня болта виконують з допуском, що забезпечує беззазорнуюпосадку. При розрахунку міцності даного з'єднання не враховують сили тертя в стику, так як затяжка болта не контролюється. У загальному випадку болт можна замінити штифтом. Стрижень болта розраховують по напруженням зрізу і зминання.
де - розрахункове напруження зрізу болта; Fr - поперечна сила; dc - діаметр стержня в небезпечному перерізі; - допустиме напругу зрізу для болта; i - число площин зрізу (на рис. 39 i = 2);
Мал. 40. Варіанти конструкцій, розвантажують болти від поперечного навантаження
Проектувальний розрахунок. Діаметр стрижня з умови зрізу
Закон розподілу напружень зминання по циліндричній поверхні контакту болта і деталі важко встановити точно. Це залежить від точності розмірів і форм деталей з'єднання. Тому розрахунок на зминання виробляють за умовними напруженням. Епюру дійсного розподілу напружень замінюють умовної з рівномірним розподілом напружень.
Для середньої деталі (і при з'єднанні тільки двох деталей)
для крайніх деталей
Формули (23) і (24) справедливі для болта і деталей. З двох значень в цих формулах розрахунок міцності виконують по найбільшому, а напруга, що допускається визначають по слабшому матеріалу болта або деталі. Порівнюючи варіанти постановки болтів з зазором і без зазору (мал.37 і 38), слід зазначити, що перший варіант дешевше другого, так як не вимагає точних розмірів болта і отвори. Однак умови роботи болта, поставленого з зазором, гірше, ніж без зазору. Так, наприклад, прийнявши коефіцієнт тертя в стику деталей f = 0,2, К = 1,5 і i = 1, з формули (20) отримаємо Fзаm = 7,5F. Отже, розрахункове навантаження болта з зазором в 7,5 разів перевищує зовнішнє навантаження. Крім того, внаслідок нестабільності коефіцієнт тертя і труднощі контролю затягування робота таких сопіння при зрушує навантаженні недостатньо надійна.