ВИДЫ РАЗРУШЕНИЙ И ОСНОВНЫЕ РАСЧЕТНЫЕ СЛУЧАИ

 

 

Опыт эксплуатации показывает, что разрушение со­единений (при статических и переменных нагрузках) происходит, как правило, из-за разрушения болтов и шпилек по резь­бовой части. Реже встречаются разрушения болтов под го­ловкой и срез витков резьбы в гайке (корпусе) и на болте (шпильке).

Для обеспечения надежной работы соединений их расчет и проектирование проводят, как обычно, в три этапа:

1) предварительный расчет и определение диаметра резьбы болта (шпильки);

2) конструирование соединения;

3) проверка прочности (оценка надежности) соединения.

Предварительный расчет. Можно указать следующие случаи нагружения резьбовых соединений, наиболее часто встреча­ющиеся на практике (рис. 32.16).

1. Болт (шпилька) установлен в отверстие корпусных де­талей с зазором и затянут. Соединение нагружено внешней продольной силой F (см. рис. 32.16, а). Полагают, что вся внешняя нагрузка воспринимается болтом. Тогда в наименьшем сечении стержня болта по внутреннему диаметру резьбы бу­дут действовать растягивающие напряжения

 

 

 

 

Таблица 32.3. Отношение т для резьбовых соединений(d — наружныйдиаметр резьбы)

 
 


Постоянная нагрузка Переменная нагрузка

Сталь от 0 до max

d=6 / 16MM d= 16 / 30 мм d=6 / 16мм d= 16 / 30 мм

Углеродистая 0,20-0,25 0,25-0,40 0,08-0,12 0,12

Легированная 0,15-0,20 0,20-0,30 0,10-0,15 0,15

 
 


 

 

Касательные напряжения в стержне болта от затяжки обычно снимаются при действии внешней нагрузки благодаря раскручиванию стержня. Поэтому условие прочности стержня болта по допускаемым напряжениям Из этого усло­вия и равенства (32.11) внутренний диаметр резьбы болта по заданному внешнему усилию можно найти по формуле

(32.12)

 

В табл. 32.3 приведены величины допускаемых напряжений в долях от предела текучести материала болта, а в табл. 32.4 даны значения для резьб различных диаметров.

2. Болт установлен в отверстие соединяемых деталей без зазора (рис. 32.16, б), и соединение нагружено поперечной силой. Разрушение его может произойти (подобно заклепке) в результате среза болта в сечении стыка деталей'.

Условие прочности стержня болта по допускаемым на­пряжениям имеет вид

 

 

где [] — допускаемое напряжение на срез МПа; (0,2 /0,3) (— предел текучести материала болта, см. табл. 32.1); dc — диаметр стержня болта.

Диаметр стержня болта определяют из этого условия по формуле

 

 

Таблица 32.4. Соотношение величины наружного диаметра d, шага Р и внут­реннего диаметра резьбы по ГОСТ 8724-81 (размеры в мм)

 

 

  d   P     d   P    
  0,8 1,0   4,018 4,773             1,0 1,5 2,0 2,5         16,773 16,160 15,546 14,932      
    1,0 1,25   6,773 6,466    
      1,0 1,25 1,5   8,773 8,466 8,160    
          1,0 1,5 2,0 2,5       18,773 18,160 17,546 16,932    
        1,0 1,25 1,5 1,75     10,773 10,466 10,160 9,853    
        1,0 1,5 2,0       12,773 12,160 11,546      
        1,0 1,5 2,0 3,0         22,773 22,160 21,546 20,319  
        1,0 1,5 2,0     14,773 14,160 13,546    

 

 

 

Область применения таких соединений ограничена в основ­ном соединениями тонколистовых конструкций (авиа-, судо­строение и др.) по технологическим соображениям. Слож­ность изготовления беззазорного соединения в условиях про­изводства вынуждает устанавливать болты с небольшим натя­гом (до 0,015 dQ), что существенно удорожает сборку соеди­нений.

3. Болт установлен в отверстие соединяемых деталей с за­зором (рис. 32.16, в). Соединение нагружено поперечной си­лой. Взаимная неподвижность деталей соединения может быть обеспечена силами трения на стыке, а для этого на стыке должны быть нормальные усилия от затяжки.

Условие взаимной неподвижности деталей соединения

(32.14)

где FTp — сила трения;

(32.15)

 

— сила затяжки соединения; f—коэффициент трения на стыке деталей;f = 0,1 /0,2 - для необработанных стыков.

Усилие вызывает в сечении болта по внутреннему диа­метру резьбы напряжения растяжения и кручения (см. с. 507) и условие прочности болта по допускаемым напряжениям примет вид

 

(32.16)

С учетом условий (32.14) — (32.16) диаметр резьбы на стерж­не болта

(32.17)

Проверочный расчет. Расчет выполняют для соединений, ра­ботающих при переменной внешней растягивающей нагрузке, вызывающей разрушение болтов.

Запас прочности резьбового соединения по переменным на­пряжениям

 

(32.18)

где — амплитуда напряжений, вычисляется по формуле (32.8); - предел выносливости резьбового соединения (табл. 32.5);

Таблица 32.5. Значениядля болтовых соединений ври

  Болт и гайка из стали (сплава)   МПа
    МПа   Резьба нарезана     Резьба накатана  
38ХА 30ХГСА 40Х2НМА ВТ-3 ВТ16   500-600 900-950 1000-1200 1200-1300 1600-1700 1100-1200 1150-1250     45/55 50/60 55/80 65/75 80/100 45/60 45/60   55/65 65/75 75/85 75/85 95/110 40/60 50/70  

 

 

здесь — предел выносливости гладкого стандартного об­разца (из материала болта) при растяжении; - коэффи­циент, учитывающий влияние масштабного эффекта:

 

Резьба……………. М 6 М8 М10 М12-М24

……………. 1 0,75 0,7 0,65

— эффективный коэффициент концентрации напряжений;

В этом соотношении: q — коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений; — теоретический коэффициент концентрации напряжений.

Отметим, что в зависимости (32.18) среднее напряжение не учитывается, так как экспериментально установлена неза­висимость предела выносливости резьбовых соединений от величины среднего напряжения при Значения пре­делов выносливости соединений для некоторых распростра­ненных материалов болтов даны в табл. 32.5.