Болтового соединения

При контроле болтовых стыков возникают ложные срабатывания индикаторов при прохождении преобразователя над болтовым отверстием. Их можно исключить с помощью ультразвукового калибра — преобразователя с двумя чувствительными элементами (рис. 64, а), расстояние между которыми несколько превышает диаметр болтового отверстия.

! Внутренний диаметр, мм Минимальная толщина стенки, мм Допустимый вакуум **, мм рт. ст. Допустимое давление, мм рт. ст. Диаметр фланца (внешний), мм Толщина фланца, мм Диаметр окружности болтов, мм Диаметр болтового отверстия, мм ,& §« og 8* зя !?gS

3. Диаметр болтового отверстия с СМ Назначаются конструктивно

а - болтового отверстия с трещиной; б ~ зоны основного металла; в - бездефектного отверстия

Недостаток системы "УЗ-калибр" в том, что прямые ПЭП, озвучивающие зону болтового стыка, обеспечивают обнаружение только тех дефектов, проекции которых на поверхность катания выходят за проекцию болтового отверстия более чем на 10 мм. Если направление развития тре-

Более надежный способ обнаружения трещин, распространяющихся от болтового отверстия, - наблюдение за эхосигна-лами от отверстия и возможных трещин с помощью эходефектоскопа и наклонного преобразователя с углом ввода а = 38° в процессе перемещения преобразователя. При наличии трещины на экране появляются два эхосигнала: от отверстия и от трещины. Они наблюдаются одновременно или один за другим при движении преобразователя. Такая схема контроля болтовых стыков реализована в скоростных средствах контроля. Реализация ее в съемных дефектоскопах затруднена, так как существенно усложняет и замедляет работу дефектоскописта.

При контроле болтовых стыков возникают ложные срабатывания индикаторов при прохождении преобразователя над болтовым отверстием. Их можно исключить с помощью ультразвукового калибра - преобразователя с двумя чувствительными элементами (рис. 62, а), расстояние между которыми несколько превышает диаметр болтового отверстия.

Пунктирная кривая на рис. 10,5 построена по приведенным выше формулам^ и диаграмме предельных , напряжений для гладкого образца при следующих значениях: теоретический коэффициент концентрации напряжений /Ct = 3, предельный эффективный коэффициент концентрации напряжений /<А=НЛ» номинальное среднее напряжение crmn=;7 к!*/мм2 и предел прочности при растяжении алюминиевого сплава сгв^'56 кГ/мм2. Эта кривая точно та же, что показана на рис. 9.9 для стандартного ушка (где $(l+d)Kt— l,85-2-3=ll,l). Если пренебречь верхними точками (см. рис. 10.5), представляющими лучшие экспериментальные образцы, и нижними точками, которые представляют исключительно слабые ушки с неблагоприятным соотношением размеров (образцы, разрушившиеся при 2,5 или более миллионах циклов при напряжении ±1 кГ/мм2, имели диаметр болтового отверстия 63,5 мм), то можно видеть, что пунктирная кривая точно изображает типовую прочность самолетных соединений.

Эти результаты показывают, что 92% всех случаев разрушения в данной серии испытаний относятся к разрушению по отверстию, причем нагруженное отверстие в подавляющем числе случаев явилось местом разрушения. Для многоболтовых соединений, содержащих три или более болтов, около 75% случаев разрушения по отверстию происходили у первого болтового отверстия в сечении, воспринимающем полную нагрузку. Таким образом, усталостная прочность конструкций в большой мере определяется прочностью этого наиболее слабого сечения по болтовому отверстию. Значение отверстий как факторов, вызывающих усталостные разрушения в самолетных конструкциях, и необходимость постоянной проверки конструкций и постоянного внимания при их проектировании невозможно преувеличить.

Первое условие наилучшего распределения нагрузки заключается в том, чтобы у всех отверстий максимальные напряжения были равны и, следовательно, разрушение у всех отверстий происходило при одном и том же числе циклов. Дальнейшее условие требует, чтобы максимальные напряжения во внутреннем элементе постепенно увеличивались к свободному его концу; первое разрушение при этом должно произойти у последнего болтового отверстия, причем окончательного разрушения соединения не будет, так как другие болты воспринимают нагрузку. Эти же две возможности возникают и при распределении нагрузки в растянутых болтах (см. разд. 12.10). Лучшая конструкция соединения должна не только иметь как можно лучшее распределение нагрузки, но и наинизшее возможное максимальное напряжение у отверстий для принятых условий.

Увеличение прочности в затянутых соединениях достигается только при условии, что относительное движение элементов исключено во всех точках, в противном случае является вероятным разрушение от коррозии трения. Чтобы избежать скольжения, следует тщательно размещать болты по всей площади контакта, назначать наименьший возможный шаг болтов (определяемый возможностью свободных операций с гаечным ключом), завертывать гайки с высоким крутящим моментом и уменьшать до минимума площадь контакта между внутренним и наружным элементами. Охват болтами должен быть полным по всей площади. Внутренний элемент особенно чувствителен к коррозии трения, вызываемой ненужным свесом наружной полосы впереди первого болтового отверстия, как показано на

Основным преимуществом болтового соединения является то, что при нем не требуется нарезать резьбу в соединяемых деталях. Это особенно важно в тех случаях, когда материал детали не может обеспечить достаточную прочность и долговечность резьбы. К недостаткам

болтового соединения можно отнести следующее: обе детали должны иметь места для расположения гайки или головки винта; при завинчивании и отвинчивании гайки необходимо удерживать головку винта от проворачивания; по сравнению с винтовым болтовое соединение несколько увеличивает массу изделия и больше искажает его внешние очертания.

Силу Р, действующую на рычаг, приводим (по правилам статики) к центру тяжести болтового соединения (точке С), как показано на рис. 5.36, а. В результате получаем силу Р± = Р и момент М = Р! (в плоскости стыка). Сила и момент должны быть уравновешены силами трения, вызванными затяжкой болтов. Условно примем, что точки приложения равнодействующих сил трения совпадают с центрами тяжести болтовых отверстий рычага. Действие силы Р! и момента рассматриваем раздельно. Сила Р± уравновешивается силами Т'р, каждая из которых равна 0,5Pi = 0,5Р (рис. 5.36, б). Момент М уравновешивается моментом пар сил Тм (см. рис. 5.36, б):

На рис. 287 приведена схема болтового соединения, нагруженяого силой Рра6 внутреннего давления. Для обеспечения правильной работы стыка болты предварительно затягивают силой Рзат, достаточной Для того, чтобы после приложения силы Рраб на стыке оставался натяг.

Одним из способов повышения прочности болтового соединения при переменных нагрузках является применение болтов с высокой упругой податливостью, а следовательно, и динамической прочностью. С этой целью диаметр стержня болта иногда уменьшают до 0,8d] (см. рис. 3.23, в).

Все сказанное выше относилось к прочности стержня болта; очевидно, что для надежности болтового соединения резьбы болта

Все сказанное выше относилось к прочности стержня болта; очевидно, что для надежности болтового соединения резьбы болта и гайки также должны иметь достаточную прочность и износостойкость.

При установке болтов с зазором поперечные силы RB и /?^ при упрощенных методах расчета вычисляют по тем же формулам. Как частный случай группового болтового соединения можно рассматривать болты, соединяющие две полумуфты .(см. рис. 3.27, б.). Здесь все болты нагружены одинаковыми поперечными силами F = 2M/(Dz), где г — число болтов.

Расчет затянутых болтов. Пример затянутого болтового соединения — крепление крышки люка с прокладкой, где для обеспечения герметичности необходимо создать силу затяжки Q (рис. 3.16). При этом стержень болта растягивается силой Q и скручивается моментом Мр в резьбе. Напряжение растяжения ap = Q/(ndp/4), максимальное напряжение кручения tx = Mp/Wv, где Wp = Q,2dp— момент сопротивления кручению стержня болта; Mp = 0,5Qd2tg(fy + (p'). Подставив в эти формулы средние значения угла подъема х/ резьбы, приведенного угла трения ф' для метрической крепежной резьбы и применяя энергетическую теорию прочности, получим

Здесь уместно отметить, что надежность затянутого болтового соединения в значительной степени зависит от качества монтажа, т. е. от контроля затяжки при заводской сборке, эксплуатации и ремонте. Затяжку контролируют либо путем измерения деформации болтов или специальных упругих шайб, либо с помощью динамометрических ключей.

Расчет затянутого болтового соединения, нагруженного внешней осевой силой. Примером такого соединения может служить крепление z болтами крышки работающего под внутренним давлением резервуара (рис. 3.17). Для такого соединения необходимо обеспечить отсутствие зазора между крышкой и резервуаром при приложении нагрузки Rz, иначе говоря, обеспечить нераскрытие стыка. Введем следующие обозначения: Q — сила первоначальной затяжки болтового соединения; R — внешняя сила, приходящаяся на один болт; F — суммарная нагрузка на один болт (после приложения внешней силы R).

Рекомендуем ознакомиться:

Бесконтактная транзисторная

Беспорядочно расположенные

Бесступенчатого изменения

Безграничном увеличении

Безмоментном состоянии

Безопасного обслуживания

Безопасность конструкции

Безопасности конструкций

Безопасности обслуживающего

Балансировка производится

Безопасную эксплуатацию

Безотрывного обтекания

Безразмерные характеристики

Меню:

Главная страница Термины