Технические требования на чертеже редуктора расчёт цилиндрических зубчатых передач Расчёт зубьев червячного колеса Пример выполнения курсового проекта Расчет резьбовых соединений Зубчатые передачи Червячные передачи

Курсовой проект по дисциплине "Детали машин"

Расчет резьбовых соединений с предварительной затяжкой, нагруженных внешней осевой силой

Примером данного типа соединений служит крепление крышки резервуара, находящегося под давлением  жидкости или газа (рисунок 1.3). Полная сила , Н, растягивающая болты (винты) при действии расчетного давления , Н/мм2, складывается из силы давления среды на крышку и остаточной силы, потребной для сжатия прокладки:

,

, (1.9)

где  – коэффициент, учитывающий возможное повышение давления (обычно );  – давление на прокладке, Н/мм2, принимаемое для мягких прокладок равным , а для металлических прокладок – ;  и  – соответственно наружный и внутренний (в данном случае равен внутреннему диаметру резервуара) диаметры прокладки, мм;  – внешняя осевая сила, приходящейся на один болт, Н;  – число болтов.

Затяжка болтов должна обеспечить герметичность соединения или нераскрытие стыка под нагрузкой.

После приложения внешней нагрузки , приходящейся на один болт, к затянутому соединению болт дополнительно растянется на некоторую величину , а деформация сжатия деталей уменьшится на ту же величину. Для простоты можно считать, что часть внешней нагрузки дополнительно нагружает болт, а другая часть идет на разгрузку (раскрытие) стыка. Тогда дополнительная нагрузка болта равна  ( – коэффициент внешней нагрузки, учитывающий приращение нагрузки болта), а уменьшение затяжки стыка – .

Значение коэффициента  определяют из условия совместности деформаций (т.е. по условию равенства дополнительных деформаций болта и деталей):

, (1.10)

где  – коэффициент податливости болта, мм/Н;  – суммарный коэффициент податливости соединяемых деталей, мм/Н.

Из равенства (1.10) имеем

.

Для болтов постоянного сечения

,

где  – длина болта, мм;  – модуль продольной упругости материала болта, Н/мм2;  – площадь поперечного сечения болта, мм2.

Для болтов переменного сечения

,

где  – длина -го участка болта, мм;  – площадь поперечного сечения -го участка болта, мм2.

Суммарный коэффициент податливости деталей

, (1.11)

где  – коэффициент податливости -ой детали, мм/Н;  – толщина -ой детали, мм;  – модуль продольной упругости материала -ой детали, Н/мм2;  – расчетная площадь поперечного сечения -ой детали, мм2.

В формуле (1.11) под расчетной площадью  понимают площадь только той части детали, которая участвует в деформации от затяжки болта. Полагают, что деформации от гайки и головки болта распространяются в глубь деталей по конусам (рисунок 1.4) с углом  (). Объемы этих конусов приравнивают к объему цилиндра с диаметром

.

Тогда расчетная площадь будет определяться по формуле

.

Из условия сохранения плотности стыка сила предварительной затяжки

,

где  – коэффициент затяжки.

По условию нераскрытия стыка коэффициент затяжки принимается равным следующим значениям:

при постоянной нагрузке ;

при переменной нагрузке .

По условию герметичности соединения:

при мягкой прокладке ;

при металлической фасонной прокладке ;

при металлической плоской прокладке .

Расчетная осевая сила , Н, действующая на затянутый болт, после приложения внешней нагрузки  (см. формулу 1.9) будет определяться по формуле

. (1.12)

При приближенных расчетах для соединений из стальных деталей без мягкой прокладки .

Предварительно определив значение расчетной осевой силы по формуле (1.12), затем при статической нагрузке определяют внутренний диаметр резьбы  по формуле (1.3). По найденному значению  подбирают стандартный болт (винт) по таблице (1.1).

Примечание – Правильнее крутящий момент затяжки учитывать при определении расчетной осевой силы  (поскольку внешняя осевая сила не создает момента затяжки):

,

далее определяют внутренний диаметр резьбы  не по формуле (1.3), а по формуле (1.2), при этом в данную формулу вместо осевой силы F необходимо подставить найденное значение расчетной осевой силы .

При переменной нагрузке определяется коэффициент запаса прочности

, (1.13)

где  – предел выносливости материала болта при симметричном цикле изменения напряжений (таблица 1.1), МПа;   – амплитуда цикла напряжений, МПа;  – постоянная составляющая цикла напряжений, МПа;  – эффективный коэффициент концентрации напряжений; для углеродистых сталей , для легированных сталей  (большие значения при диаметре болта  мм);  – коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений.

Резьбовые соединения Критерии работоспособности и расчета Винты (болты), как правило, работают со значительной силой начальной затяжки. Поэтому для большей части винтов в машиностроении применяют расчеты на статическую прочность.

Расчет соединений при симметричном нагружении Основная задача расчета – определение размеров деталей, исключающих повреждения или разрушения элементов соединения.

Расчет соединяемых деталей (листов) Разрушение листа (детали) по сечению, ослабленному отверстием, может происходить под действием больших статических нагрузок. Номинальное растягивающее напряжение в этом сечении также должно удовлетворять условию прочности по допускаемым напряжениям при растяжении для материала деталей

Особенности расчета соединений широких листов

Материалы заклепок и допускаемые напряжения Заклепки изготовляют из стали, меди, латуни, алюминия и других металлов. Материал заклепок должен обладать пластичностью и не принимать закалки. Высокая пластичность материала облегчает клепку и способствует равномерному распределению нагрузки по заклепкам.


Проверочный расчет на выносливость при изгибе