Безопасность технологических процессов (стр. 1 )

5. БЕЗОПАСНОСТЬ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ ПРОЦЕССОВ

В строительстве и стройиндустрии используются различные технологические процессы и оборудование, которые должны быть безопасными. Поэтому на стадии их проектирования важно правильно рассчитать эти параметры, обеспечив в дальнейшем безопасную работу оборудования. Наличие огромного числа технологических процессов и оборудования не позволяют охватить все вопросы, связанные с их безопасностью, поэтому ниже приведены, на наш взгляд, наиболее важные для строителей методики расчета параметров безопасности.

5.1. Расчет резьбовых соединений

Самым распространенным в технике разъемным соединением является резьбовое. Выбор вида резьбового соединения, как и любого другого, зависит от условий его работы (температуры, характера нагрузок, наличия коррозии и т. п.). Резьбовые соединения могут выходить из строя вследствие разрыва или среза стержня болта, среза или смятия резьбы и т. п.). В зависимости от условий сборки и нагружения применяют различные виды болтовых соединений. Ниже рассмотрены только наиболее распространенные упрощенные методы расчета [25]: соединение ненапряженное (гайка не затянута); соединение напряженное (гайка затянута) с внешней дополнительной осевой нагрузкой; соединение напряженное с поперечной внешней нагрузкой.

Расчет ненапряженного болтового соединения

Примером такого соединения является хвостовик грузоподъемного крана с нарезанной резьбой, как показано на рис. 5.1. В данном случае гайка свободно навинчена на нарезанную часть хвостовика грузоподъемного крюка и зафиксирована от самоотвинчивания шплинтом, проходящим через гайку и стержень хвостовика.

Рис. 5.1. Схема ненапряженного болтового соединения: 1 - крюк; 2 - шайба; 3 - гайка; 4 - хвостовик крюка

Пренебрегая массой крюка, можно считать, что резьба нагружается только растягивающей силой , приложенной к крюку. Статическая прочность стержня с резьбой в связи с объемным напряжением выше (примерно на 10%), чем гладкого стержня. Поэтому расчетный диаметр может быть приближенно найден по соотношению, мм

, (5.1)

где d - наружный диаметр резьбы, мм;

- шаг резьбы, мм.

Допуская, что напряжения в опасном сечении резьбового хвостовика распределяются равномерно, можно, используя условие прочности на растяжение

, (5.2)

определить расчетный диаметр резьбы , мм

, (5.3)

где - осевая сила, Н;

- допускаемое напряжение на растяжение, МПа, которое можно находить с использованием табл. 5.1 и табл. 5.2.

Таблица 5.1

Соотношения допускаемых напряжений на растяжение

и предела текучести сталей

Материал болта	Постоянная нагрузка при размере резьбы	Переменная нагрузка при размере резьбы
М6…М16	М16…М30	М6…М16	М16…М30
Сталь углеродистая	(0,2…0,25)	(0,25…0,4)	(0,08…0,12)	0,12
Сталь легированная	(0,15…0,2)	(0,2…0,3)	(0,1…0,15)	0,15

Таблица 5.2

Основные материалы для резьбовых деталей и их характеристики

Материал	, МПа	, МПа	, %	Примечание
Низко - и среднеуглеродистые стали обычного качества
Ст3	380…470	240	26	Неответственные резьбовые соединения, средненапряженные соединения общего назначения
Ст4	420…520	260	24
Ст5	500…620	280	20
Стали углеродистые качественные
А12	450…600	240	22	В машинах средней напряженности
35	500…650	300	18
45	700…850	650	15

Основные элементы метрической резьбы относительно болта и гайки показаны на рис. 5.2, а размеры приведены в табл. 5.3.

Рис. 5.2. Основные элементы метрической резьбы:

d, d2, d1 - наружный, средний и внутренний диаметры наружной резьбы (болта); D, D2, D1 - наружный, средний и внутренний диаметр внутренней резьбы (гайки); d3 - внутренний диаметр болта по дну впадины;

S - шаг резьбы

Таблица 5.3

Размер метрической резьбы [25], мм

D=D	Шаг S
6	1 0,75 0,5	5,350 5,513 5,675	4,917 5,188 5,459	4,773 5,080 5,387
7	1 0,75 0,5	6,350 6,513 6,675	5,917 6,188 6,459	5,773 6,080 6,387
8	1,25 1 0,75 0,5	7,188 7,350 7,513 7,675	6,647 6,917 7,188 7,459	6,466 6,773 7,080 7,387

Продолжение табл. 5.3

D=D	Шаг S
9	1,25 1 0,75 0,5	8,183 8,350 8,513 8,675	7,647 7,917 8,188 8,459	7,466 7,773 8,080 8,387
10	1,5 1,25 1,0 0,75 0,5	9,026 9,188 9,350 9,513 9,675	8,376 8,647 8,917 9,188 9,459	8,160 8,466 8,773 9,080 9,387
11	1,5 1,0 0,75 0,5	10,026 10,350 10,513 10,675	9,376 9,917 10,188 10,459	9,160 9,773 10,080 10,387
12	1,75 1,5 1,25 1,0	10,863 11,026 11,188 11,350	10,106 10,376 10,647 10,917	9,853 10,160 10,466 10,773
14	2 1,5 1,25 1	12,701 13,026 13,188 13,350	11,835 12,376 12,647 12,917	11,546 12,160 12,466 12,773
16	2 1,5 1	14,701 15,026 15,350	13,835 14,376 14,917	13,546 14,160 14,773
18	2,5 2 1,5 1	16,376 16,701 17,026 17,350	15,294 15,835 16,376 16,917	14,933 15,546 16,160 16,773
20	2,5 2 1,5 1	18,376 18,701 19,026 19,350	17,294 17,835 18,376 18,917	16,933 17,546 18,160 18,773
22	2,5 2 1,5 1	20,376 20,701 21,026 21,350	19,294 19,835 20,376 20,917	18,933 19,546 20,160 20,773

Окончание табл. 5.3

D=D	Шаг S
24	3 2 1,5 1	22,051 22,701 23,026 23,350	20,752 21,835 22,376 22,917	20,319 21,546 22,160 22,773

Примечание. Основные элементы метрической резьбы, приведенной в табл. 5.3: d, d2, d1 - наружный, средний и внутренний диаметры наружной резьбы (болта); D, D2, D1 - наружный, средний и внутренний диаметр внутренней резьбы (гайки); d3 - внутренний диаметр болта по дну впадины; S - шаг резьбы

Пример. Определить грузоподъемность крюка, изображенного на рис. 5.1, и изготовленного из стали Ст.3, если размер резьбы М24 с шагом 2 мм.

Решение. Определим расчетный диаметр = болта, используя табл. 5.3:

мм.

Найдем допускаемое напряжение на растяжение для стали Ст3, используя табл. 5.1 и табл. 5.2:

=240 МПа; МПа.

Теперь можно определить из формулы (5.2) осевую расчетную нагрузку (грузоподъемность) на крюк, Н

.

Расчет напряженного (гайка затянута) соединения

с внешней дополнительной осевой нагрузкой

Примером такого соединения могут служить болты крепления крышки сосудов под давлением. Обычно между крышкой и корпусом устанавливают прокладку из прокладочного материала (меди, латуни, асбеста и т. п.), как показано на рис. 5.3.

Затяжка болтов должна обеспечивать герметичность соединения и, кроме того, болты должны выдерживать осевую нагрузку от давления среды внутри сосуда на крышку. Следовательно, на болт будут действовать сила затяжки и внутреннее давление, приходящееся на один болт.

Рис. 5.3. Схема напряженного болтового соединения

Так как на практике величину затяжки болтов часто не контролируют, то смысл точного расчета теряется.

Обозначим через силу затяжки болта, через - силу, создаваемую на каждый болт от внутреннего давления среды в сосуде, через Р - осевую нагрузку на болт. Тогда можно записать соотношение между ними в виде

, (5.4)

где - коэффициент внешней нагрузки, учитывающий деформации болта и деталей соединения. При приближенных расчетах при отсутствии упругих прокладок можно принимать = 0,2…0,3.