Сварные и резьбовые соединения и их расчет
..pdf2.2.2. Расчет ненагруженного затянутого болта
Болт испытывает растяжение и кручение только от затяжки. В машиностроении такие болтовые соединения встречаются в клеммовых соединениях, в креплениях люков, крышек, в винтовых стяжках (рис. 2.8).
Рис. 2.8. Винтовая стяжка
В таких резьбовых соединениях стержень болта растягивается силой затяжки Fа и закручивается моментом Тр в резьбе.
Эквивалентное напряжение в болте определяют по гипотезе энергии формоизменения (IV теория прочности):
σэкв = σ2p + 3τк2p ≤ [σ]p ,
где σp − напряжение растяжения в поперечном сечении болта,
σp = 4Fa ;
πd12
τкр − наибольшее напряжение кручения, возникающее в точках контура поперечного сечения болта,
τкр = |
16Tp |
; |
πd13 |
Tp − крутящий момент в резьбе,
Tp = 0,5d2 Fa tg (ψ + ρ/).
31
Принимая для стандартных стальных болтов с метрической резьбой ψ = 2о30/, d2/d1 = 1,12 и f = 0,15, чему соответствует ρ = 8о40/, получим
σэкв 1,3σр ≤ [σ]p
или
σэкв = 1,3 |
4Fa |
≤ |
[σ] . |
|
|||
|
πd12 |
p |
|
Откуда |
|
|
|
d1 = |
4 1,3F |
||
π[σ] |
a . |
||
|
|
p |
|
Следовательно, болт, работающий одновременно на растяжение и кручение, можно рассчитывать только на растяжение по расчетной силе, увеличенной по сравнению с силой, растягивающей болт, в 1,3 раза. Рассмотренное выше соединение будем называть напряженным, а формулу для определения диаметра болта d1 будемназыватьформулойнапряженногоболтовогосоединения.
2.2.3. Расчет затянутого болта, нагруженного внешней осевой силой
Этот случай является весьма распространенным (фланцевые соединения труб и осесимметричных конструкций типа оболочек; крепление крышек резервуаров, находящихся под давлением; фундаментные болтовые соединения).
Для большинства резьбовых изделий требуется предварительная затяжка болтов, обеспечивающая плотность соединения и отсутствие взаимных смещений деталей стыка.
Рассмотрим резьбовое соединение для крепления крышки резервуара, находящегося под давлением (рис. 2.9).
32
Рис. 2.9. Резьбовое соединение с затянутым болтом: 1 − крышка; 2 − прокладка; 3 − цилиндрический корпус; а – болт затянут, внешняя нагрузка отсутствует; б – болт затянут, соединение нагружено внешней силой
После затяжки болтов соединяемые детали (детали стыка) находятся под действием сжимающей силы F0 (на участке действия одного болта), а болт растянут такой же силой F0. При подаче жидкости или газа в резервуар внутреннее давление увеличивается и на соединяемые детали действует дополнительная нагрузка Q, которая пытается разъединить детали (раскрыть стык):
Q = πD12 q/4,
где D1 − внутренний диаметр соединяемых деталей; q − давление жидкости или газа внутри резервуара.
33
Таким образом, на участке действия одного болта помимо силы F0, возникает сила F, по направлению совпадающая с F0,
F= Q = πD12 q , Z 4Z
где Z − число болтов в соединении.
При нормальной работе соединения должно выполняться условие нераскрытия стыка (сила, сжимающая детали в стыке, должна быть всегда больше нуля). В этом случае часть нагрузки от внутреннего давления, равная χF, дополнительно нагружает болт, а остальная часть, равная (1−χ)F, идет на разгрузку стыка; здесь χ − коэффициент внешней нагрузки, который соответствует приходящейся на болт доле внешней нагрузки F. В соответствии с условием нераскрытия стыка (сохранения плотности стыка) можно выразить усилие затяжки через внешнюю нагрузку
F0 = k (1−χ) F,
где k − коэффициент затяжки или коэффициент запаса по затяжке (k = 1,25…2,00 − при статической внешней нагрузке, k = 2…4 − при динамической внешней нагрузке); χ = 0,2…0,3 при жестких фланцах, χ = 0,5…0,7 (иногда до 0,9) при податливых фланцах.
Осевая растягивающая сила, действующая на затянутый болт после приложения внешней нагрузки,
Fa = F0 + χF = [k (1−χ) + χ]F.
Расчетную растягивающую нагрузку Fар можно определить с учетом крутящего момента при затяжке:
Fap = 1,3F0 + χF = [1,3k (1 – χ) + χ]F.
По Fар можно определить необходимый внутренний диаметр болта по формуле ненапряженного болтового соединения.
34
2.2.4. Болтовое соединение, нагруженное силами, сдвигающими детали в стыке
(поперечными по отношению к оси болта силами)
Условием надежности соединения является отсутствие сдвига деталей. Соединение можно конструктивно выполнить двумя способами. Первый способ − установка болта без зазора, так называемый «чистый болт» (рис. 2.10).
Рис. 2.10. Схемаустановки болтавотверстиебеззазора
При этом обеспечивают напряженную посадку болта в отверстие. Силы трения в стыке не учитывают, поэтому затяжка болта необязательна. Длина части болта без резьбы должна быть меньше суммы толщин соединяемых деталей на 2–3 мм. Стержень болта рассчитывают по напряжениям среза и смятия. Условие прочности по напряжениям среза имеет вид
τcp = |
4F |
≤ [τ] , |
|
πd 2i |
|||
|
cp |
где i − число плоскостей среза (стыка), i = Z – 1,
где Z − число соединяемых деталей.
35
Следует обратить внимание, что в это уравнение входит диаметр d стержня болта, который может быть равен наружному диаметру резьбы или быть больше его.
Допускаемые напряжения на срез определяют из соотношений:
[τ]cp = 0,4 σт − при статических нагрузках;
[τ]cp = (0,2…0,3) σт − при переменных нагрузках.
Расчет на смятие выполняют по условным напряжениям – условно принимают напряжения смятия равномерно распределенными по диаметральному сечению рассматриваемого участка стержня. Тогда условие прочности по напряжениям смятия можно записать(соответственнодлясреднейикрайних деталей) ввиде
σсм = |
F |
≤ [σ] |
; |
σсм = |
F |
≤ [σ] , |
|
d (h1 + h2 ) |
|||||
|
|
см |
|
см |
||
|
dh2 |
|
|
|
где h1, h2 − толщины соединяемых деталей.
Допускаемые напряжения на смятие [σ]см = 0,8σт − для стали и [σ]см = (0,4…0,5) σв − для чугуна.
Второй способ − установка болта с зазором. В этом случае внешняя нагрузка уравновешивается силами трения, возникающими в плоскости стыка деталей 1, 2, 3 (рис. 2.11) вследствие прижатиядеталей однакдругойподдействиемусилиязатяжкиболта.
Условие отсутствия сдвига деталей в стыке
F ≤ i Fтр ≤ i Fa f,
откуда
Fa = kF , if
где Fтр − сила трения; f − коэффициент трения (f = 0,15…0,20 для сухих чугунных и стальных поверхностей); k − коэффициент запаса от сдвига (k = 1,3…1,5 при статической нагрузке, k = 1,8…2,0 припеременнойнагрузке).
36
Рис. 2.11. Вариант установки болта с зазором
Таким образом, диаметр болта определяют по формуле
d1 = |
4 1,3F |
||
|
a |
. |
|
π[σ] |
|
||
|
|
p |
2.2.5. Эксцентричное нагружение болта
Эксцентричная (смещенная относительно оси) нагрузка возникает в болтах с эксцентричной (костыльной) головкой или в нормальных болтах при непараллельности (перекосе) опорных поверхностей под гайкой и головкой болта. В таких болтах (рис. 2.12) под действием силы F после затяжки болта возникают напряжения растяжения
σp = 4Fa
πd12
и изгиба
σи = Fa е3 . 0,1d1
37
Рис. 2.12. Болт под действием эксцентрично приложенной нагрузки
Здесь Fa − осевая нагрузка; d1 − внутренний диаметр резьбы; е − эксцентриситет приложения нагрузки (на практи-
ке d1 ≥ e ≥ 0,6 d1).
Болты с эксцентричной нагрузкой рассчитывают по эквивалентному напряжению:
σэкв = 1,3σp + σи = 1,3 |
4Fa |
+ |
Fa е |
≤ [σ] |
|
, |
|
πd12 |
0,1d13 |
p |
|||||
|
|
|
|
где 1,3 − коэффициент, учитывающий напряжения кручения при затяжке болта.
Обычно для упрощения расчета условно принимают e = d1,
тогда
σэкв = 11,6 Fa/d12 ≤ [σ]p,
отсюда можно определить внутренний диаметр болта.
38
2.3. РАСЧЕТ РЕЗЬБОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ, ВКЛЮЧАЮЩИХ ГРУППУ БОЛТОВ
Расчет сводится к определению расчетной нагрузки, действующей на наиболее нагруженный болт. Предполагается, что все болты одинаковы и одинаково затянуты.
Затем этот болт рассчитывают на прочность в соответствии с одним из расчетных случаев нагружения. Различают следующие варианты расчета соединений, включающих группу болтов.
1. Нагрузка, действующая на соединение, перпендикулярна к плоскости стыка, проходит через его центр тяжести (раскрывает стык деталей).
Это типичный случай крепления фланцевых соединений, круглых и прямоугольных крышек. Все болты такого соединения нагружены одинаковым усилием (см. рис. 2.9).
Расчет болтов соединения выполняют по формулам
σp = 4Fap ≤ [σ] ,
πd12 p
где
Fap = 1,3F0 + χF = [1,3k (1 − χ) + χ] F.
2. Нагрузка сдвигает детали соединенияв плоскости стыка. Примером подобного соединения могут служить опорные устройства типа кронштейна с консольно приложенной нагрузкой поотношениюк центру тяжестиболтовогосоединения(рис. 2.13). При расчете соединения действующую нагрузку приводят
к центру тяжести соединения (рис. 2.13, б).
Пользуясь принципом независимости действия сил, определяют составляющие от силы и момента, действующие на каждый болт, и их равнодействующую. Последующий расчет выполняют для наиболее нагруженного болта (на рис. 2.13, б это болты 2 и 3). При установке болта без зазора его рассчитывают
39
на срез и на смятие под действием силы FΣ; с зазором − на растяжение по формулам
Fa = |
kF |
= |
4 1,3F |
|||
Σ |
; d1 |
|
a |
. |
||
if |
π[σ] |
|
||||
|
|
|
|
|
p |
а |
б |
в |
Рис. 2.13. Болтовое соединение с нагрузкой, сдвигающей детали соединения в плоскости стыка: а − схема соединения; б − схема приведения нагрузки к центру тяжести соединения; в − сумма сил, действующих на наиболее нагруженный болт
3. Нагрузка раскрывает стык деталей и приложена асимметрично (рис. 2.14)
Решение задачи обычно является комбинированным: расчет выполняют по условию нераскрытия стыка, а также при наличии составляющих нагрузки, параллельных стыку, по условию сдвига вплоскости стыка. Первое условие соответствует случаю, когда болт затянут, а внешняя нагрузка раскрывает стык деталей. Отличие состоит в том, что действующий на соединение момент вызывает неодинаковую нагруженность болтов. Обычно используют следующий метод решения. Действующую нагрузку раскладывают на составляющие, одна из которых S параллельна плоскости стыка, адругная N перпендикулярна, и приводят к центру тяжести стыка:
S = R cos α; N = R sin α. Момент М= Sh − Nа.
40