ПРОЧНОСТЬ ПРИ ПЕРЕМЕННЫХ НАГРУЗКАХ

На рис 23 показана типичная диаграмма предельных напряжений для резьбовых соединений.

На практике переменная внешняя нагрузка изменяется в большинстве случаев по пульсирующему циклу.

Напряжения в резьбовой части болта (шпильки) вычисляют по формулам (12) и (13)

Запас прочности резьбового соединения по переменным напряжениям

где — предел выносливости соединения, — амплитуда переменных напряжений от внешней нагрузки.

По формуле (53) можно определить запас прочности, если напряжение предварительной затяжки

так как величина сад при этом условии практически не зависит от среднего напряжения от

При меньших значениях

где — среднее напряжение цикла.

Рис. 23. Диаграммы предельных напряжений для соединений с накатанной (а) и нарезанной резьбой 1 - заготовки шпилек термически обработаны, 2 — готовые шпильки термически обработаны

Значения сгад можно принимать по табл. 17 или вычислять по формуле

где — предел выносливости гладкого образца при растяжении; — эффективный коэффициент концентрации напряжения, где — коэффициент чувствительности материала болта (шпильки) к концентрации напряжений, можно принимать — для углеродистых сталей, — для легированных сталей, жаропрочных и титановых сплавов; — теоретический коэффициент концентрации напряжений (см. с. 60); — коэффициент конструктивного упрочненяя, для соединений стандартным болтом для соединений типа стяжки и со спиральными вставками ; — коэффициент

17. Значения предельной амплитуды для соединений типа болт—гайка при

(см. скан)

технологического упрочнения, для соединений с нарезанной резьбой, а также для соединений из титановых и бериллневых сплавов, для соединений сталей и сплавов с накатанной резьбой; коэффициент, учитывающий влияние масштабного эффекта (рис. 24).

Если экспериментальные данные отсутствуют (или для соединений из новых материалов), то

где — предел выносливости соединения при симметричном цикле; — предел выносливости материала болта при симметричном цикле нагружения.

Предел выносливости резьбового соединения возрастает на 10—20% при уменьшении модуля упругости материала гайки благодаря улучшению распределения нагрузки между витками (например, в случае применения гаек из дюралюминия или титановых сплавов). Если модуль упругости материала гайки выше, чем у болта, то предел выносливости соединений понизится (на 20% в случае свинчивания титановых болтов со стальными гайками). Предел выносливости соединений может быть повышен на благодаря применению более совершенных (по распределению нагрузки) гаек (см. рис. 17 и 18).

Увеличение радиуса скругления во впадинах резьбы приводит к наиболее значительному повышению предела выносливости соединений (рис. 25). Особенно эффективно применение увеличенных радиусов в резьбе для соединений из титановых и бериллиевых сплавов.

Для высокопрочных болтов с можно применять гайки из низкоуглеродистой стали с высотой

Разрушение резьбовых соединений от усталости может происходить и под головкой болта, если радиус закругления под головкой мал или головка получена методами резания.

Рис. 24. Значения К для резьбовых соединений при

У болтов со шлицевой головкой или с головкой, имеющей внутреннее шестигранное отверстие под ключ, усталостные трещины могут распространяться от места перехода до отверстия.

Наряду с разрушениями в первых рабочих витках резьбы и под ловкой нередки усталостные поломки соединений по сбегу резьбы. Для предотвращения таких разрушений необходимо увеличить длину резьбовой части так, чтобы она распространялась под опорную поверхность гайки на 2—3 витка.

Существенное влияние на сопротивление усталости резьбовых соединений оказывает технология изготовления резьбы (в особенности режимы накатывания резьбы). Для повышения сопротивления усталости соединений накатывание резьбы целесообразно выполнять при минимально возможной продолжительности процесса, так как в

Рис. 25. Зависимость о от относительного радиуса скругления во впадинах резьбы

Рис. 26. Силовая шпилька транспортного дизеля

этом случае во впадинах резьбы образуется благоприятная система остаточных напряжений. Накатывание резьбы в «замкнутом контуре» (полное заполнение впадин резьбонакатного инструмента) нецелесообразно.

Пример. Рассчитать на прочность силовую шпильку рядного двигателя внутреннего сгорания (рис. 26). Задано давление вспышки диаметр цилиндра мм.

Определение усилий и предварительный расчет. Уснлне при вспышке

Внешняя нагрузка на одну шпильку

Внешнее усилие изменяется по отнулевому циклу.

В качестве материала шпильки выбираем сталь

Материал гайки — сталь

Диаметр резьбы предварительно выбираем по формуле (1), В соответствии с табл. 4 принимаем

По табл. 5 находим, что для предварительного расчета можно принять резьбу мм. Выбираем резьбу так как она прочнее резьбы и отношение что рекомендуется для силовых резьб.

Для резьбы

Выбираем диаметр стержня шпильки мм; площадь сечения

По предварительному чертежу определяем следующие величины:

Напряжение затяжки. Из условия герметичности, в соответствии с формулой (36), выбираем Напряжение затяжки при монтаже

Усилие затяжки при монтаже

Расчетная нагрузка. Принимаем модули упругости, шпильки блока и головки блока (алюминиевый сплав) прокладки

Вычисляем коэффициенты податливости, для шпильки

для головки блока

для прокладки

для блока

В рассматриваемом случае к деталям системы болта относятся шпилька и головка блока, к деталям системы корпуса — рубашка блока и прокладка. Коэффициент основной нагрузки

Определим усилие, действующее на шпильку в результате нагрева системы. Принимаем, что в рабочем состоянии все детали нагреваются на Коэффициент линейного расширения для стали для алюминиевых сплавов формуле (17) находим

Усилие затяжки в рабочем состоянии

Напряжение загяжкн на работающем двигателе

Следовательно, напряжение затяжки ниже предельного напряжения, которое будет

Общее усилие на шпильку

Напряжения растяжении. В резьбовой части стержня

В стержне шпильки

Напряжения кручения. Момент, закручивающий шпильку при затяжке, находим по формуле (31), принимая

Касательные напряжения в нарезанной частн стержня

в стержне шпильки

Проверка стержня болта на скручивание при затяжке

Напряжения затяжки также не больше допустимых.

Приведенные напряжения. В резьбовой части шпильки

В стержне шпильки

Запас прочности по пластическим деформациям. В резьбовой части (принимая

В стержне

Так как запасы прочности по пластическим деформациям больше 1,3, то их следует признать допустимыми.

Запас статической прочности. В резьбовой части (принимая

В стержне шпильки

Эти запасы следует признать удовлетворительными.

Необходимая высота гайки. По формуле (44)

Имеем

Находим

Необходимая высота гайки

Переменные напряжения в резьбе

Запас прочности по переменным напряжен Для накатанной резьбы из стали по табл. 14 принимаем . Учитывая отрицательное влияние больших размеров, уменьшаем на 30%, получаем

Так как напряжение затяжки то запас по переменным напряжениям

Такой запас достаточен. Так как первоначально выбранные размеры обеспечивают необходимые запасы прочности, то расчет резьбового соединения шпильки и гайки на этом заканчиваем.