Саратовский государственный технический университет

Министерство образования и науки Российской Федерации
Федеральное агенство по образованию
Саратовский государственный технический университет
СОЕДИНЕНИЕ ДЕТАЛЕЙ
Часть 
РЕЗЬБОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ
Методические указания к практическим занятиям
по курсу «Детали машин» для студентов специальностей
120100, 170500, 170600
Одобрено
редакционно-издательским советом
Саратовского государственного
технического университета
Саратов 2009 г.
Основные понятия и определения
Резьбовыми соединениями называют разъемные соединения деталей с
помощью резьбовых крепежных деталей – винтов, болтов, шпилек, гаек или
резьбы, нанесенной непосредственно на соединяемые детали.
Пример резьбового соединения деталей с указанием номинального
размера резьбы и посадки показан на рис.1.
d
Ì 20 7H/ 7g
d1
Ðèñ.1
Резьба образуется путем нанесения на поверхность деталей винтовых
канавок с сечением согласно профилю резьбы. Образованные таким образом
выступы и канавки носят название витков резьбы. Термин «резьба»
произошел от технологического процесса ее изготовления – нарезания.
Термин «винт» применяется как общий (объединяющий также болты и
шпильки) и как частный (винт, вращаемый при завинчивании и
отвинчивании, т.е. ввинчивающийся в деталь).
При сборке и разборке резьбового соединения крепежные винты
поворачиваются или удерживаются от поворота соответствующим
инструментом (ключом, отверткой) за головку винта (болта). Встречаются
винты с закладными головками, удерживаемые от проворота одной из
соединямых деталей, например имеющей паз по форме головки винта.
Винты работают во взаймодействии с гайками или с другими деталями,
имеющими резьбу.
Гайка – это деталь с резьбовым отверстием, навинчиваемая на винт.
Резьбовые соединения имеют большое распространение в
машинострении. Детали, имеющие резьбу, составляют 60% от общего
количества деталей. К ним относят крепежные детали (болты, винты,
шпильки, гайки), большинство корпусных деталей с резьбовыми отверстиями
2
для крепления деталей устройства, а также множество других деталей,
имеющих резьбу.
Крепежные винты относятся к числу весьма напряженных деталей,
случаются аварии машин, связанные с разрушением ответственных
резьбовых соединений. В условиях контроля начальной затяжки и хорошего
стопорения резьбовые соединения обеспечивают надлежащую надежность.
Широкое применение резьбовых соединений обусловлено следующими
факторами : 1) возможностью создания больших осевых сил ввиду клинового
действия резьбы, а также большого отношения длины ключа к радиусу
резьбы; 2) возможность фиксирования зажима в любом положении благодаря
самоторможению; 3) удобными формами и малыми габаритами; 4) простотой
и возможностью точного изготовления.
Для крепежных деталей разработаны материалы, обладающие высокими
прочностными характеристиками. В необходимых случаях применяют
коррозионно устойчивые материалы или защитные покрытия.
Помимо крепежных целей, винтовые пары в машинах применяют для
осуществления поступательного движения и, в частности, для подъема
грузов и точных перемещений.
Геметрические параметры резьбы
Резьба (рис.1) характеризуется следующими параметрами :
1) d – наружный диаметр резьбы;
2) d1 – внутренний диаметр резьбы;
3) d2 – средний диаметр резьбы;
4)  - угол профиля резьбы;
5) Р – шаг резьбы;
6) t – ход резьбы (для многозаходных резьб t = n*Р, где n – число
заходов резьбы). В однозаходной резьбе t = Р.
7)  = t/d2 – угол подъема витков резьбы .
Характеристика резьб по назначению
Резьбы по назначению разделяют на следующие группы :
1. Крепежные резьбы, предназначенные для скрепления деталей. Их
выполняют треуголного профиля с притупленными вершинами.
Применение треуголного профиля вызывается следующим : а)
повышенным трением, обеспечивающим меньшую опасность
ослабления затянутой резьбы; б) повышенной прочностью резьбы;
в) удобством изготовления.
2. Крепежно-уплотняющие резьбы, служащие как для крепления
деталей, так и для предохранения от вытекания жидкости. Эти резьбы
по указанным причинам выполняют треугольного профиля. Чаще
всего уплотняющая резьба наносится на конусной поверхности.
3
3. Резьбы для передачи движения. Эти резьбы для уменьшения трения
выполняют трапецеидальными с симметричным профилем. Для
специальных грузовых тяжело нагруженных винтов резьбу
выполняют с несимметричным профилем, а иногда и с
прямоугольным профилем.
Материалы для резьбоых деталей. Допускаемые напряжения.
Резьбовые детали чаще всего изготовляют из мало- и
среднеуглеродистых сталей марок Ст3, Ст4, Ст5, а также из качественных
сталей марок 10 – 45. Мелкие резьбовые изделия делают из автоматной стали
марок А12, А20, А30. В механизмах приборов резьбовые изделия часто
изготовляют из латуни Л59-1. Для ответственных резьбовых деталей,
подвергающихся действию переменных и ударных нагрузок, применяются
легированные стали 40Х, 30ХН, 30ХН3. Резьбовые изделия, работающие в
агрессивных средах, изготовляют из нержавеющих сталей марок Х18, 3Х13.
Выбор допускаемого напряжения при расчете резьбового узла зависит от
назначаемых материалов и вида действующей нагрузки. В таблице 1
приведены необходимые прочностные характеристики наиболее часто
применяемых сталей для крепежных изделий. Ответственные резьбовые
детали, работающие в тяжелых условиях изготовляют из сталей 45 или 40Х в
закаленном состоянии.
Таблица 1
Допускаемые напряжения
Марка
стали
Ст15
Ст30
термообработка и (МПа)
Вид нагрузки
1 2
3
95 80 60
130 110 80
260 190 130
р (МПа)
ср (МПа)
Вид нагрузки
1
2
3
85 70 50
110 90 70
230 170 110
Вид нагрузки
1
2
3
80 60 45
100 85 65
200 150 100
Нормализация
Нормализация
Закалка HRc
33-43
Ст45
ЗакалкаHRc
300 220 145 260 190 125 240 180 115
38-48
Ст40Х Закалка HRc
430 310 190 370 270 165 340 245 150
37-41
В таблице 1 цифрами 1,2,3 обозначены виды нагрузки :
1 – статическая,
2 – переменная, действующая от 0 до максимума и от максимума до нуля
(пульсирующая),
3 – знакопеременная (симметричная)
При расчетах ответственных резьбовых соединений деталей используют
запас прочности : для 1-го случая 1.4 – 1.8; для 2 и 3 случая 1.8 – 2.Т.е.
допускаемые напряжения должны быть уменьшены. Например, при
4
расчете резьбового сопряжения, работающего при характере нагрузки
третьего вида (знакопеременная нагрузка), для расчета болта,
выполняемого из Ст45, на разрыв следует принять допускаемое
напряжение разрыва с учетом коэффициента запаса прочности. Выберем
коэффициент запаса прочности равным 2, тогда допускаемое
напряжение с учетом данных таблицы 1 определится
[р] = р/2 = 125/2 = 62.5 МПа.
Условное обозначение резьбы. Точность изготовления.
Для крепежных целей употребляется метрическая резьба треугольного
профиля. Наиболее прочная резьба с так называемым «крупным» шагом.
Резьба с более мелкими шагами употребляется в механизмах, работающих в
условиях сильных вибраций (ходовая часть автомобилей, двигатели
внутреннего сгорания, авиационные механизмы, машины ткацкого
производства и пр.).
Примеры условного обозначения резьбы :
а) наружная резьба на конце стержня (см. рис.1) с диаметром 20 мм, с
крупным (основным) шагом (для этого диаметра шаг резьбы согласно
ГОСТа равен 2.5 мм)
болт – М20 – 6g,
здесь: наружный диаметр резьбы 20 мм, степень точности изготовления
6-я, посадка при сопряжении с гайкой – g – техническое название «посадка
движения»;
внутрення резьба с диаметром 20 мм –
отверстие - М20 – 6Н,
здесь степень точности – 6-я, изготовление резьбы идет в системе
«отверстия», посадка – Н – техническое название «посадка скольжения» (в
системе посадок «отверстия» все отверстия изготовляются с полем допуска –
Н);
б) резьба диаметра 20 мм с мелким шагом,
болт – М20х1.5 – 6g,
гайка – М20х1.5 – 6Н.
Абсолютное большинство резьбовых деталей изготовляют с правой
резьбой. Левая резьба употребляется ограниченно, например, в случаях,
когда нужно предотвратить ослабление резьбового соединения под
действием момента сил, направленного в сторону отвинчивания гайки.
Пример - обозначение левой резьбы диаметром 16 мм с мелким шагом
1,25 мм : болт – М16х1.25LH – 7g, гайка – М16х1.25LH – 7H.
Точные резьбовые детали изготовляют по 6-ой степени точности.
Основная масса резьбовых соединений выполняется по 7-ой степени
точности. Грубая резьба изготовляется по 8 степени точности, причем
наружный диаметр болта может быть изготовлен по 10-12 степеням точности
( пример обозначения резьбы болта М24 –10h 8h).
5
Расчет прочности крепежных резьбовых соединений при
различных случаях нагружения.
Размеры метрической резьбы для наиболее распространенных случаев
применения приведены в таблице 2
Таблица 2
Шаг резьбы Р Наружный d Средний d2
Внутренний
Высота h
мм
мм
мм
d1 (мм)
профиля (мм)
0.5
3
2.675
2.46
0.27
0.7
4
3.546
3.24
0.379
0.8
5
4.48
4.134
0.433
1.0
6
5.35
4.918
0.541
1.25
8
7.2
6.647
0.676
1.5
10
9.026
8.376
0.812
1.75
12
10.863
10.1
0.947
2
14
12.7
11.835
1.082
2
16
14.7
13.835
1.082
2.5
20
18.376
17.294
1.353
3
24
22
20.752
1.624
3
27
25
23.752
1.624
3.5
30
27.727
26.211
1.894
3.5
33
30.727
29.211
1.894
Примеры расчета:
1. Стержень грузового болта воспринимает внешнюю растягивающую
нагрузку. Пример соединения показан на рис.2.
F
Ðèñ.2
Ðèñ.3
Опасным является сечение, ослабленное резьбой. Площадь этого
сечения для метрических резьб оценивается по внутреннему диаметру резьбы
d1 (диаметр d1 при решении задач берется из таблицы 2). Если нет
6
предварительной затяжки, то условие прочности по напряжениям растяжения
в стержне имеет вид
 = 4F/d12  p ,
(1)
где F - растягивающая нагрузка. Используя это выражение можно
определить внутренний диаметр болта,способного выдержать нагрузку F.
Предварительно нужно выбрать материал детали, термообработку и
выписать допускаемое напряжение растяжения.
Пример : F = 104 H – статическая нагрузка , материал для болта Ст45,
термообработка закалка HRc 38 – 48. По таблице 1 выбираем допускаемое
напряжение разрыва р = 260 Мпа для первого вида нагрузки. Для подвесов
грузовых устройств принято назначать коэффициент запаса прочности,
увеличивающий безопасность устройства. Примем коэффициент запаса
прочности n = 2. Определим внутренний диаметр резьбы болта
d1 =
4F * n /      4 * 2 *104 / 3.14 * 260 *106  0.00989 м  9.89 мм
Используя таблицу 2 параметров метрической резьбы, выбираем резьбу
с ближайшим большим значением внутреннего диаметра резьбы. В данном
случае подходит резьба М12, имеющая внутренний диаметр резьбы
d1 = 10.1 мм, что несколько больше вычисленного значения размера. Для
данного конструктивного случая выбран винт грузовой ( рым-болт ) М12
ГОСТ 4751-52.
2. Болт затянут, внешняя нагрузка отсутствует (рис.3). В этом случае
стержень болта нагружен усилием затяжки Fз и закручивается моментом сил,
который соответсвует моменту Тр сил трения в резьбе, момент от сил трения
под головкой болта в тело болта не передается.
Нормальные  и касательные  напряжения в сечении стержня болта :
 = 4Fз/(d12) ;
 = Тр/Wp = 0.5Fзd2tg()/(0.2*d13),
(2)
где : Wp - полярный момент сопротивления сечения стержня болта,
 - угол подъема витков резьбы,
 - угол трения в резьбе.
Прочность болта определяется по эквивалентному напряжению
(3)
 экв   2  4 2   р 
В практике расчетов резьбовых соединений с использованием
стандартной метрической резьбы используются выражения :
р = 4Fз/d12  р / 1.3
(4)
d1  1.656 * Fз /  
(5)
Выражение 4 используется для проверочных расчетов, если известно
усилие Fз затяжки, выбран материал, термообработка и допускаемое
напряжение р. Формула 5 используется для назначения резьбы с учетом
предварительно рассчитываемого минимально допустимого внутреннего
диаметра d1 резьбы болта.
7
Пример : Проверить прочность резьбового соединения М10. Болт
выполнен из Ст30 в нормализованном состоянии (допускаемое напряжение
р = 110 МПа). При затяжке болта прикладывается усилие к ключю Qкл =
=200 Н. Длина ключа L = 14d. Коэффициент трения в резьбе f=0.14,
соответсвующий угол трения равен  = 8.50.
Угол подъема витков резьбы М10 равен  = 30. Найдем длину ключа и
момент на ключе при затяжке болтового соединения.
L = 14d = 14*10 = 140 мм= 0.14 м.
Момент на ключе равен
Ткл = L*Qкл = 0.14*200 = 28 Нм.
Для болтов с метрической резьбой момент сопротивления при затяжке
резьбового соединения в зависимости от усилия затяжки и параметров
резьбы определяется по формуле
Т = Fз[0.7fd + d2tg()/2]
(6)
Соответственно усилие затяжки определится
Fз = T/[0.7fd + d2tg()/2]
(7)
При окончании затяжки резьбового соединения Т = Ткл, определим
усилие Fз затяжки Fз = 28/[0.7*0.14*0.01 + 0.09tg(8.5+3)/2] = 2862 H
Определим напряжение в стержне болта, используя формулу (4),
р = 4*Fз/d12 = 4*2826/3.14*0.0083762 = 51.3*106 Н/м2 = 51.3 МПа
Таким образом соединение прочное, т.к. р  [р] = 110/1.3 = 84.6 МПа.
3. Болтовое соединение нагружено силами, сдвигающими детали в стыке
рис.4,5 .
h1
Ç
8H7/ h7
h2
F
F
h3
Рис.4
Рис.5
Условием надежности является отсутствие сдвига деталей. Соединение
можно конструктивно выполнить двумя способами. Один способ – установка
болта без зазора (рис.4) [ в таком случае применяются посадка «скольжения»
(пример обозначения: Ф8 Н7/h7); а также переходные посадки
«напряженная» и «плотная» (соответственно примеры обзначения:
Ф10 Н7/js7, Ф10 Н7/k7). Постановка болта в случае применения переходной
посадки, как правило, требует некоторого усилия. На рис.5 показана посадка
«скольжения». Степень точности соединения в данных примерах – 7. На
практике также широко применяется более высокая степень точности
изготовления деталей – 6-я. При расчете силы трения в стыке деталей не
учитываются, т.к. считается, что узел должен нормально работать и при
8
ослаблении затяжки резьбового соединения. Стержень болта рассчитывается
по напряжениям среза и смятия.
Условие прочности по напряжениям среза имеет вид
 = 4F/(d2 b)   ,
(8)
где b = z – 1 – число плоскостей стыка (z – число соединямых деталей).
В уравнении 8 диаметр d – диаметр цилиндрической части болта. На
практике его делают равным номинальному диаметру резьбы или, исходя из
прочностных соображений, он может быть больше диаметра резьбы.
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 в виде : для средней
детали см = F/dh2  [см]; для крайних деталей
см = F/[d(h1+h3)]  [см]
(9)
Здесь h1, h2 , h3 – толщина соединяемых деталей.
Формулы 3,9 справедливы и для болта и для соединяемых деталей. При
этом допускаемые напряжения на смятие в зависимости от предела текучести
т для стальных изделий равны [см] = 0.8т .
Второй способ соединения деталей – установка болта с зазором, рис.5.
В этом случае внешняя нагрузка уравновешивается силами трения,
возникающими в плоскости стыка соединяемых деталей при затяжке
болтового соединения.
Из рассмотрения равновесия одной из деталей можно получить условие
сдвига деталей в стыке или расчетную зависимость
Fз = k*F/b*f ,
(10)
где : Fз (Н) – усилие затяжки,
F (Н) – сдвигающая сила (нагрузка на соединение),
f = (0.14 – 0.2) – коэффициент трения для сухих стальных
поверхностей,
k – коэффициент запаса от сдвига (k = 1.3 – 1.5 при статической
нагрузке, k = 1.8 – 2 при переменной нагрузке).
Усилие затяжки Fз используется для расчета прочности резьбового
соединения с использованием формул (4) и (5).
4. Болт затянут, внешняя нагрузка раскрывает стык деталей.
Примерами таких соединений (рис. 6 ) могут служить фланцевые
соединения труб, крышек емкостей, внутри которых имеется давление среды.
После затяжки болтов соединяемые детали находятся под действием
сжимающей силы Fз ( на участке действия одного болта), а болт растянут
такой же осевой силой. При подаче жидкости или газа в резервуар
внутреннее давление увеличивается и на соединяемые детали действует
дополнительная нагрузка Р, которая пытается разъединить детали (раскрыть
стык) : Р = D2p/4, где D – внутренний диаметр соединяемых деталей,
9
р (Па) – давление жидкости или газа внутри резервуара. Прокладки нет, ее
может заменять смазка фланцев герметиком.
Ç
D1
Ç
D
Ðèñ.6
Ç
D1
Ç
D
Ðèñ.7
Таким образом, на участке действия одного болта помимо силы Fз
возникает сила F, по направлению совпадающая с Fз
F = P/z = D2p/4z
(11)
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
F, дополнительно нагружает болт, а остальная часть равная (1 - )F, идет
на разгрузку стыка; здесь  - коэффициент внешней нагрузки, который
соответствует приходящейся на болт доле внешней нагрузки F.
В соответствии с условием нераскрытия стыка можно выразить усилие
затяжки через внешнюю нагрузку
Fз = k(1 - ) F, где k – коэффициент затяжки, или коэффициент запаса по
затяжке ( k = 1.25 – 2.00 - при статической внешней нагрузке, k = 2 – 4 – при
динамической нагрузке) ;  = 0.2 – 0.3 при жестких фланцах,  = 0.5 – 0.7
при податливых фланцах.
Осевая растягивающая сила, действующая на затянутый болт после
приложения внешней нагрузки
Fз + F = [k(1 - ) + ]F
(12)
Расчетную растягивающую нагрузку Fp можно определить с учетом
крутящего момента при затяжке
Fp = 1.3 Fз + F = [1.3k (1 - ) + ]F
(13)
По Fp можно определить необходимый внутренний диаметр болта с
использованием уравнения (5).
5. С помощью болтов крепится крышка цилиндра, находящегося под
внутренним давлением. Между крышкой и фланцем цилиндра находится
прокладка (рис. 7 ).
Расчет проводится по условию герметичности соединения.
Уплотняющим элементом служит прокладка, которая должна сжиматься
10
давлением, значительно превосходящим давление в цилиндре. Деформируясь
под этим давлением, прокладка заполняет неровности контактирующих
поверхностей и препятствует вытеканию из цилиндра жидкости или газа.
Прокладки из паронита, фторопласта, прорезиненной ткани обычно
вырубаются на всю ширину фланца. В такой прокладке имеются отверстия
для прохождения болтов. Прокладки из отожженых меди или алюминиевого
сплава часто имеют наружный диаметр чуть меньше, чем расстояние по
диаметру между болтами для увеличения давления на прокладку и лучшего
обжатия ее. Такая прокладка не имеет отверстий для болтов.
Полная сила на винты, растягивающая их при действии расчетного
давления р, складывается из силы давления среды на крышку и силы,
потребной для сжатия прокладки :
ZF = [(1+)D22]*p/4 + [*pпр(D12 – D22)]/4,
(14)
z – количество болтов,
D1 и D2 – наружный и внутренний диаметры прокладки;
 - коэффициент, учитывающий возможное повышение давления
(обычно  = 0.2);
рпр – давление на прокладке, принимаемое для мягких прокладок
(паронит, фторопласт, технический картон) равным (2 – 2.5) р, а для
металлических прокладок (отожженые медь, алюминий) – (3.5 р)
Пример. Цилиндр с внутренним постоянным давлением среды 6.3 МПа
закрывается крышкой, имеющей z = 12 болтов крепления. Диаметры
прокладки из паронита : D1 = 300 мм, D2 = 320 мм. Назначить материал для
крепежных болтов и выбрать для них параметры резьбы.
Принимаем коэффициент  = 0.2 возможного повышения давления в
цилиндре. Давление на прокладке выберем равным
рпр = 2*р = 2*6.3 = 12.6МПа,
используя формулу (14) определим нагрузку на болты
zF = (1+0.2)3.14*0.32*6.3*106/4 +3.14*12.6*106(0.322-0.32)/4= 0.656*106 Н
На один болт приходится нагрузка F = 0.0545*106 H
В качестве материала для болтовых соединений выберем Ст30 в
нормализованном состоянии. Допускаемое напряжение разрыва для 1-го вида
режима работы (статическая нагрузка) [p] = 110 МПа. Для определения
внутреннего диаметра d1 резьбы воспользуемся формулой (5), в которой Fз=F
d1 = 1.656 * F / p   1.656 * 0.0545 *106 / 110 *106  0.0286 м = 28.6 мм
Если использовать нормализованную сталь 30, то подходящей для
данного расчетного случая будет резьба М33 с внутренним диаметром
резьбы d1 = 29.211 мм. Диаметр болтов можно существенно уменьшить если
в соответствии с Таблицей 1 выбрать для болтов закаленную сталь 45, у
которой [p] = 260 МПа. В этом случае :
d1 = 1.656 * 0.0545 *106 / 260 *106  0.0186 м  18.6 мм
Если болты изготовить из ст45, то можно выбрать резьбу М22 с
внутренним диаметром резьбы 19.294 мм.
11
Задачи для самостоятельного решения
1. Рассчитать болтовое крепление кронштейна, состоящего из четырех
болтов (рис.8), нагруженного статической силой F, согласно числовым
параметрам таблицы 3.
Вычертить кронштейн в масштабе. Недостающие размеры конструкции
принять самостоятельно. Принять k = 1.25*d, где d – наружный диаметр
крепежного болта, принятый согласно прочностного расчета.
A
À- À
à
â
ñ
ê
à
A
F
Ðèñ.8
1
F(H)
a мм
b мм
с мм
2
4
10
1.5*10
120
90
90
150
120
100
3
4
4
4
4
1.8*10
2*10
160
130
100
180
150
100
5
6
7
8
4
4
4
2.2*10 3*10 4*10 5*104
200
220
250
300
160
180
200
250
80
100
100
100
Таблица 3
9
10
4
6*10 105
320 350
270 300
120 120
2. Провести сравнительные расчеты прочности болтовых соединений в
соответствии с рис. 9 и 10, согласно числовым параметрам таблицы 4. На
рис. 9 показано болтовое соединение с зазором. На рис.10 представлено
болтовое соединение с использованием посадки «напряженная». При расчете
предусмотреть варианты использования двух марок стали : Ст30 в
нормализованном состоянии и Ст 45 с закалкой до твердости HRc 38 – 48. В
таблице: F – нагрузка на закрепляемую в кронштейне деталь,
f – коэффициент трения.
К = (1.5 – 2.5) – коэффициент запаса принять самостоятельно.
Вычертить в масштабе рассчитанные крепежные узлы кронштейнов.
12
Ôd H7/ js 7
F
Ðèñ.9
F (H)
f
1
5*102
0.1
Ðèñ.10
2
103
0.12
3
2*103
0.15
Таблица 4.
4
4*103
0.12
F
5
6*103
0.2
6
104
0.25
3. Рассчитать на прочность и выбрать параметры крепежных болтов и
штифтов для кронштейна рис.11, нагруженного силой F (таблица 5). В
качестве материала для крепежных деталей принять Ст45 в закаленном
состоянии (HRc 38 – 48).
Вычертить узел кронштейна в масштабе Согласно данным таблицы 5,
принять: к = 1.25*d, где d – наружный диаметр рассчитанного болта, b=0.7a,
остальные параметры кронштейна принять самостоятельно. Указание :
штифты рассчитываются на срез от действия сдвигающей силы. Сила трения
между кронштейном и основанием при этом не учитывается.
Таблица 5.
1
2
3
4
5
6
4
4
4
4
4
F (H)
0.5*10
0.8*10
10
15.*10
2*10
2.2*104
10
15
20
30
10
15

a (мм)
100
120
130
140
160
200
13
F
0.6à
0.6à
ê
0.5à
b
Âèä ñâåðõó
â
à
Ðèñ.11
4. Рассчитать на прочность и выбрать стандартную резьбу для резьбовой
шпильки прихвата рис.12. Варианты нагрузки приведены в таблице 6.
Материал резьбовой шпильки выбрать самостоятельно по таблице 1.
l1 = 1.5*l2. Коэффициент трения f, используемый при расчете принять
f = 0.15.
Таблица 6.
1
2
3
4
5
6
7
8
2
2
3
3
3
3
3
F (Н)
6*10 8*10
10
1.5*10 2*10 4*10 5*10 6*103
4
5
6
7
2 3
1
F 8
9
à
â
Ðèñ.12
14
На рис.12 : 1 – закрепляемая деталь, 2 – прихват, 3 – резьбовая шпилька,
4,5 - гайка и шайба, 6,7 – упор с контрагайкой, 8 – опора, 9 – пружина.
5. Произвести сравнительные расчеты крепления крышки патрубка
рис.6,7 с избыточным внутренним давлением (p) в соответствии с
вариантами задания по таблице 7.
Цель расчетов – выбор варианта конструкции с меньшей массой
крепежных деталей. Варианты предусматривают применение уплотнения в
виде герметика или прокладки в виде кольца шириной 10 мм.
Материал для крепежных деталей Ст45 с твердостью HRc38-48.
Количество болтов принять самостоятельно в диапазоне nБ = 6 – 16.
В случае применения прокладки для давления до 6.3 МПа включительно
– материал паронит, при давлении более 6.3 МПа – материал отожженая
медь.
Таблица 7
pМПа
Dм
D1 м
1
1
0.32
0.35
2
2.5
0.4
0.46
3
6.3
0.5
0.58
4
5
0.25
0.33
5
8
0.2
0.3
6
10
0.25
0.34
7
12
0.18
0.26
8
50
0.2
0.3
В таблице : p (МПа) – избыточное давление в патрубке,
D (м) - внутренний диаметр патрубка,
D1 (м) - наружный диаметр фланца патрубка.
Выполнить чертеж патрубков в масштабе. Толщину фланца патрубка
принять равной 1.25*d, где d – наружный диаметр рассчитанных болтов.
Недостающие размеры принять самостоятельно.
ЛИТЕРАТУРА
Основная :
1. Гузенков П.Г. Детали машин. М. : Высшая школа. 1985, 359 с.
2. Березовский Ю.Н. и др. Детали машин. М.: Машиностроение,
1983, 489 с.
Дополнительная :
3. Иосилевич Г.Б. и др. Прикладная механика. М.: Машиностроение,
1985, 576 с.
15
ОГЛАВЛЕНИЕ
Основные понятия и определения ......................................................................... 2
Материалы для резьбоых деталей. Допускаемые напряжения. ....................... 4
Условное обозначение резьбы. Точность изготовления. .................................... 5
Расчет прочности крепежных резьбовых соединений при различных случаях
нагружения. .............................................................................................................. 6
Задачи для самостоятельного решения.......................................................... 12
ЛИТЕРАТУРА ....................................................................................................... 15
«Соединение деталей»
Часть І
Резьбовые соединения деталей
Руководство к практическим работам по курсу «Детали машин».
Составили : САВРАСОВ Генрих Андреевич
ЛЫСЕНКО Сергей Викторович
СОПЛЯЧЕНКО Вячеслав Николаевич
Рецензент Г.А. Козлов
Редактор Р.А. Козина
Лицензия ИД №06268 от 14.11.01
Подписано в печать
Формат
Усл.-печ.л. 0.94(1.0)
Уч.-изд.л. 0.91
Тираж 100 экз.
Заказ
Саратовский государственный технический университет
410054 г. Саратов, ул. Политехническая, 77
Ротапринт СГТУ, 410054 г. Саратов, ул. Политехническая, 77.
16