РОЗРАХУНОК БОЛТІВ, Гвинтів та ШПИЛЕК ПРИ ДІЇ СТАТИЧНИХ НАВАНТАЖЕНЬ
Вихід з ладу гвинтів і болтів зазвичай відбувається внаслідок розриву стрижня по різьбленні. Так як розміри стандартних болтів, гвинтів і шпильок відповідають умові їх рівноміцності за вказаними критеріями, то розрахунок зазвичай виробляють за одним основним критерієм працездатності - міцністю нарізаної частини стрижня. З розрахунку стрижня на міцність визначають номінальний діаметр різьблення болта. Довжину болта приймають залежно від товщини деталей, що з'єднуються. Інші розміри болта, а також гайки, шайби та гайкового замку приймають залежно від діаметра різьблення за відповідними ГОСТами.
Розглянемо розрахунок болтів при статичному навантаженні.
Болт навантажений осьовою силою, що розтягує; попередня та наступна затяжка його відсутні (з'єднання ненапружене, рис. 38).
Такий вид навантаження зустрічається порівняно рідко. Болти у разі зазвичай перебувають під впливом сил тяжкості. Характерним прикладом цього навантаження може бути різьбовий кінець вантажного гака вантажопідйомної машини.
Умова міцності болта
(8.1)
де σρ - розрахункова напруга розтягування у поперечному перерізі нарізаної частини болта;F- сила, що розтягує болт;άγ- внутрішній діаметр різьблення болта; Ισρ] — напруга, що допускається, на розтягування болта.
Надалі для стислості під словом «болт» маємо на увазі й інші різьбові вироби: гвинти, шпильки, стрижні з різьбленням тощо.
Формулою (8.1) користуються при перевірочному розрахунку болта. З неї випливає залежність для проектного розрахунку болта
(8.2)
ІІ.Болт відчуває розтягування і кручення, зумовлені затяжкою.
Крутний момент, що виникає в небезпечному поперечному перерізі болта, дорівнює моментуΤ у різьбленні,що визначається за формулою , де Fa - осьова сила, ψ - кут підйому різьби Лише для настановних гвинтів при визначенні моменту, що скручує стрижні, слід враховувати момент сили тертя на торці.
Еквівалентна напруга в болті, в небезпечному поперечному перерізі якого виникають поздовжня сила, що дорівнює зусиллюFзатяжки, і крутний моментТ,рівний моменту в різьбленні, визначимо з гіпотези енергії формозміни:
(8.3)
де σ3ΚΒ - еквівалентна (наведена) напруга для небезпечної точки болта; σρ - напруга розтягування у поперечному перерізі болта; τк - найбільша напруга кручення, що виникає в точках контуру поперечного перерізу болта.
Приймаючи для стандартних сталевих болтів з метричним різьбленням ψ=2°30', d2/d1=l, 12 і f=0,15, чому відповідає φ'=8°40′ остаточно
Отже,болт, що працює одночасно на розтягування і кручення, можна розраховувати тільки на розтягнення за допустимою напругою на розтягування, зменшеним у1,3рази, або за розрахунковою силою, збільшеною в порівнянні з силою, що розтягує болт,в 1,3рази.
Аналогічне рішення рекомендується для болтів, навантажених осьовими силами, що розтягують і зазнають кручення від підтягування гайок під навантаженням. Таке навантаження має місце у гвинтових стяжках (рис.39).
III. Попередньо затягнутий болт додатково навантажений зовнішньою осьовою силою, що розтягує; подальша затяжка болта відсутня або можлива.
Після попередньої затяжки болта силою F3 розтягується болт, а деталі стику стискаються. При дії на болтове з'єднання зовнішньої силиF(рис. 40 а) тільки частина її χFдодатково навантажує болт, а решта (1—χ)Ρйде на часткове розвантаження деталейстику від стиску (рис.40, б). Коефіцієнт χ, що враховує частку зовнішнього навантаженняF,що припадає на болт, називаєтьсякоефіцієнтом зовнішнього (основного) навантаження.
Оскільки завдання про розподіл силиFміж болтом і стиком статично невизначена, вона вирішується з допомогою умови спільності деформацій. При дії на з'єднання зовнішньої силиFдо розкриття стику стиснення деталей, що з'єднуються болтом, зменшується на стільки, на скільки болт розтягується, тобто.
(8.5)
де -коефіцієнт податливості деталей, що з'єднуються болтом;-коефіцієнт податливості болта,тобто подовження болта при розтягуванні під дією сили в 1 Н. З рівняння (8.5) слід, що коефіцієнт зовнішньої навантаження
Коефіцієнт податливості болта
деl— довжина деформованої частини стрижня болта, що приймається рівною товщині деталей, що стискаються болтом;А- площа поперечного перерізу стрижня болта (для ступінчастого стрижня середня наведена площа перерізу);Ε- модуль пружності матеріалу болта.
Для визначення коефіцієнта податливості деталей, що з'єднуються, користуються методом, запропонованим проф. І. І. Бобариковим.
За І. І. Бобариковим, деформації деталей, що з'єднуються, поширюються на так звані конуси тиску (рис. 41), зовнішній діаметраменших основ яких являє собою відповідно зовнішній діаметр опорної поверхні гайки (головки болта, пружинної шайби і т.п. д.), а утворюючі нахилені під кутом α = 45°. Найновішими дослідженнями встановлено, що кут α