Детали машин и основы конструирования. Часть 1: Методические указания по решению задач (Разделы «Основы расчетов на прочность деталей машин» и «Соединения»), страница 4

        2.14. Круглая крышка сосуда давления крепится к корпусу при помощи двенадцати болтов М16x65.56. Внутренний диаметр резьбы d₁ = 13,835 мм, осевое усилие от предварительной затяжки каждого болта F₀ = 16 кН. Сила, действующая на крышку сосуда, меняется от нуля до максимального значения Q = 120 кН.

Определить коэффициенты запаса прочности при статическом и циклическом нагружении болтовых соединений, если коэффициенты податливости болта l1=1,6×10-6 мм/Н,  фланцев l2=l3=0,8×10-6 мм/Н, пружинных шайб l4=l5=1,3×10-6 мм/Н, предел выносливости болта σ-1Д = 55 МПа.

Решение. Считаем, что болты расположены равномерно по окружности крышки и следовательно работают в одинаковых условиях. Тогда максимальное значение внешней нагрузки, приходящейся на одно болтовое соединение

.

кН.

        Максимальная сила, действующая на болт

, где

        – коэффициент основной нагрузки.

        Здесь l_Ф и l_Б – коэффициенты податливости деталей системы “Фланец” и “Болт”.

;

.

мм/Н;

мм/Н;

;

кН.

        Максимальные напряжения растяжения в опасном сечении болта с расчетным диаметром d₁

МПа;

        Коэффициент запаса прочности по максимальным напряжениям

.

        Амплитудная составляющая нагрузки на болт

кН.

        Амплитуда изменения напряжений в опасном сечении болта

МПа.

        Коэффициент запаса прочности по амплитуде напряжений

.

Ответ. Коэффициент запаса прочности при статическом нагружении s_Т = 2,4, при циклическом s_a= 6,1.

2.15. Определить, пользуясь силовой диаграммой напряженного резьбового соединения величину внешней силы F,при действии которой произойдет раскрытие стыка фланцев.

Принять во внимание, что коэффициент податливости деталей системы «Болт» в два раза больше коэффициента податливости деталей системы «Фланец», а сила предварительной затяжки F0 = 10 кН.

Ответ. F³ 15 кН.

        2.16. Кронштейн 1 крепится к стенке 2 четырьмя болтами 3, установленными в отверстия с зазором.

Определить усилие F0, которым необходимо затянуть болты для обеспечения в соединении коэффициента запаса по сцеплению k = 2, если внешняя нагрузка – сила F = 3 кН, D = 280 мм, a = 200 мм, коэффициент трения f = 0,1.

Ответ. F₀ = 36,4 кН.

        2.17. Корпус подшипника скольжения 1 закреплен на станине 2 с помощью четырех шпилечных соединений.

Определить усилие предварительной затяжки шпилечных соединений F0 из условия нераскрытия стыка фланцев, если внешняя нагрузка – сила F = 6 кН, коэффициент основной нагрузки χ = 0,2.      Размеры фланцев: L=B= 200 мм, b=100 мм, C = 160 мм, H = 120 мм.

Ответ. F₀ ³ 4320 Н.

2.18. Три болта 1 повышенной точности с резьбой М10 установлены в отверстия фланцев 2 и 3 муфты без зазора.

Проверить прочность болтовых соединений, если момент передаваемый муфтой T = 600 Нм, допускаемые напряжения болтов [σСМ] = 100 МПа, [τСР] = 60 МПа.      Диаметр и длина цилиндрической части болта соответственно d= 11 мм, l= 25 мм, толщина фланцев h1 = h2 = 15 мм, диаметр D = 140 мм.

Ответ. Расчетные напряжения среза τ_СР = 30 МПа меньше допускаемого значения [τ_СР] = 60 МПа. Расчетные напряжения смятия    σ_СМ = 26 МПа меньше допускаемого значения [σ_СМ] = 100 МПа.

        Прочность болтовых соединений обеспечена.

ЛИТЕРАТУРА

1.  Биргер И.А., Шорр Б.Ф., Иосилевич Г.Б. Расчет на прочность деталей машин. Справочник. М.: Машиностроение, 1979 – 704 с.

2.  Иванов М.Н., Финогенов В.А. Детали машин. – М.: Высшая школа, 2008 – 408 с.

3.  Иосилевич Г.Б. Детали машин. – М.: Машиностроение, 1988 – 368 с.

4.  Комков В.Н. Основы расчета на прочность деталей машин. Учебное .пособие. Л.: ЛПИ, 1988 – 92 с.