8.1. Механические расчеты шпилек и рам магнитопроводов

К стяжным шпилькам и рамам сварочных трансформаторов предъявляются следующие требования:

1. Если шпильки проходят сквозь пакет магнитопровода, они должны выдерживать осевую растягивающую нагрузку, необхо­димую для создания более равномерного давления между плас­тинами пакета 0,25—0,3 МПа.

2. Если шпильки проходят вне пакета, то, кроме указанной осевой нагрузки, они должны выдерживать осевую нагрузку, не­обходимую для создания между пластинами пакета силы тре­ния, способной удержать листы от выскальзывания под дей­ствием веса.

3. Рамы должны быть максимально жесткими, чтобы давле­ние распределялось по возможности равномерно на всей по­верхности пакета. Эта максимальная жесткость практически регламентируется прогибом рамы на середине между стяжными шпильками 0,1—0,05 мм. Конечно, такая рама не может счи­таться абсолютно жесткой, а значит, и в этом случае давление не будет равномерным. Закон изменения давления расчетным путем установить трудно. Поэтому, чтобы минимум давления не был ниже желаемого (0,25 МПа), следует рассчитывать шпильки по повышенным значениям давления (0,35—0,4 МПа).

Исходя из этих требований и составлена настоящая мето­дика расчета шпилек и рам сварочных трансформаторов.

Расчет целесообразно начинать с расчета механической прочности шпилек, потому что нагрузки, необходимые для рас­чета рам, зависят от выбранного размера шпилек.

Е Зная поверхность пакета и задавшись удельным давле­нием между пластинами, определяем осевую нагрузку Рш, кото­рую необходимо создать при затяжке шпилек:

Рш = рР, (8-І)

где р — удельное давление, МПа; F — поверхность пакета, см2.

2. Выбираем число шпилек п. Эта величина обычно опреде­ляется из конструктивных соображений, причем при выборе сле­дует стремиться к тому, чтобы расстояние между шпильками было не больше 600—700 мм.

3. Определяем усилие Р1, приходящееся на одну шпильку:

Р1 = Рш! п. (8.2)

12 Заказ № 181

4. Так как в процессе затягивания гайки в стержне шпильки возникают также напряжения кручения, расчет шпильки сле­дует вести на деформацию растяжения от некоторой расчетной нагрузки Рр, позволяющей учесть и напряжение скручивания, т. е. Рр — КР і в деканьютонах, где К—-коэффициент, равный для метрических резьб 1,3. Следовательно,

Рр = /СР1 = 1,ЗР1. (8.3)

где [ор] — допустимое напряжение для материала шпильки, МПа, которое можно принимать по табл. 8.1.

6. По ГОСТ 22042—76 подбираем резьбовые размеры шпильки (наружный диаметр, шаг и т. д.).

Если шпильки проходят вне пакета железа, выбранная шпилька должна быть рассчитана на нагрузку, которая опре­деляется из условия невыскальзывания пакета под действием собственного веса. Выскальзывание будет невозможным, если сила трения, созданная за счет затяга шпилек, больше веса па­кета. Если вес пакета обозначить G, коэффициент трения f=0,2, то сила, с которой должна быть затянута каждая шпилька, со­ставит

С ____ G _____ j — G

fn 0,2 п п

где п — число шпилек.

Расчетное усилие будет

Р2Р=1,ЗР2=6,5—.

п

Если это усилие окажется больше Рр, размер d шпильки сле­дует определять по формуле (8.4), подставляя вместо Рр значе­ние Р2 Р.

Таблица 8.1

Марка материала

Предел _ текучести материала, МПа

Допустимое напряжение, МПа

Ст. З

220

105

А12

240

115

Сталь 45

350

165

Размер

шпилек

Допусти­

мое

осевое

усилие,

даН

Усилие

рабочего,

ДаН

Длина

ключа,

мм

Размер

шпилек

Допусти­

мое

осевое

усилие,

даН

Усилие

рабочего,

ДаН

Длина

ключа,

мм

М8

272

2,9

М24

2 715

715

М10

435

5,05

М27

3 600

1 050

М12

634

9,12

200

МЗО

4 400

1 445

М14

875

14,2

М36

6 450

20

2 420

М16

1 210

17,2

М42

9 200

4 240

М48

И 700

9 450

М18

1 460

307

М20

1 900

20

425

М22

2 380

595 —

М56

16 200

В табл. 8.2 приведены значения допустимых растягивающих сил и моментов на рукоятке для шпилек с основной метриче­ской резьбой по ГОСТ 8724—81, сделанных из стали А12. При­няты следующие значения величин: [сгР] =115 МПа; f=0,15; ft = 0,2.

Из табл. 8.2 видно, что для шпилек малого диаметра опас­ным на рукоятке ключа является усилие 3—10 даН. По этой причине нужно воздерживаться от применения шпилек диамет­ром менее Ml2.

Табл. 8.2 дает возможность быстро определить размер шпи­лек в том случае, если шпильки сделаны из материала А12. Для этого следует найти осевую нагрузку на каждую шпильку, а по ней подобрать диаметр.

Если выбрана шпилька диаметром менее М12, следует ого­вориться о допустимом усилии на рукоятке ключа.

Необходимо помнить, что в случае, когда шпильки не про­ходят через пакет, расчет следует вести по большей из нагру­зок, определяемых по формулам (8.2) и (8.5).

Зная число и размеры шпилек, можно приступить к расчету механической прочности рамы трансформатора. Прежде всего необходимо выбрать конструкцию рамы для того, чтобы соста­вить расчетную схему, определить изгибающую раму моменты и т. д.

С достаточной для практики точностью можно рассматри­вать раму состоящей из отдельных балок. Так, например, раму, изображенную на рис. 8.1, а, можно представить состоящей из двух горизонтальных АА, ВВ и двух вертикальных АВ незави­симых друг от друга балок. Из этих балок следует выделить одну, наиболее нагруженную и наименее жесткую. Такой балкой’

будет балка АА, так как она имеет наибольшие расстояния между шпильками.

В пределах небольших допустимых прогибов (обычно не более 1/2000 длины пролета) балку можно считать достаточно жесткой, а давление на нее со стороны пакета — равномерно распределенным по ее поверхности.

Расчет рамы производится в следующем порядке:

где [f] — допустимый прогиб рамы (не более 0,6 мм); Е — мо­дуль упругости материала балки, МПа; J — момент инерции се­чения, см4.

3. Проверяются напряжения изгиба в раме:

где Mmax = qL[3]/8— момент, изгибающий раму в опасном сече­нии (в середине пролета); W=J/Zmax— момент сопротивления сечения, см3; Zmax — расстояние от нейтральной оси сечения до наиболее удаленного от нее волокна сечения, см.

Полученные напряжения не должны превышать допусти­мых, которые для рам из стали Ст. З принимаются равными [оги] = 80… 110 МПа.