Болт Запас прочности

Болты с диаметром о стержня, равным диаметру d резьбы (рис. 364, г), в ответственных соединениях почти не применяют. Для снижения уровня напряжений в резьбе выгодно увеличивать диаметр d резьбы, а для повышения упругости и ударопрочности болта, а также для снижения массы одновременно уменьшать диаметр стержня до получения одинаковой прочности резьбы и стержня или, лучше, с некоторым запасом прочности в резьбе. [c.517]

Расчет болтов производится как проверочный на усталость и статическую прочность. Расчет на усталость заключается в определении коэффициента запаса прочности по амплитуде цикла. Условие прочности [c.293]

Расчет болтов на статическую прочность заключается в определении коэффициента запаса прочности по максимальному напряжению. Условие прочности [c.293]

Таблица 3.2. Значения требуемого коэффициента запаса прочности [н при расчете болтов с неконтролируемой затяжкой и при постоянной нагрузке

Находим запас прочности болта по сечению I. [c.350]

Для заданного класса прочности предел текучести материала болта ст, = 200 Н/мм (см. табл. 4.3). Предполагая, что болт будет иметь наружный диаметр резьбы в интервале 16...30 мм при неконтролируемой затяжке по табл. 4.4 принимаем коэффициент запаса прочности J.9,] = 3. Допускаемое напряжение на растяжение по формуле (4.29) [c.93]

Резьбу болта и гайки рассчитывают на срез, смятие и по запасу прочности [7] опорную поверхность гайки — на смятие. Достаточность силы затяга проверяется по условию нераскрытия фланцев (III.43). [c.200]

От — предел текучести материала болта [ т]—требуемый (допускаемый) коэффициент запаса прочности. [c.63]

Требуемый коэффициент запаса прочности [5т] при расчете болтов с неконтролируемой затяжкой принимают по [c.63]

Расчетный диаметр резьбы болта определяют по формуле (3.12). Допускаемое напряжение на растяжение болта подсчитывают по формуле (3.13), при этом допускаемый коэффициент запаса прочности [5т] принимают по табл. 3.4. [c.69]

Болты и шпильки сальников желательно делать из крепежных сталей типа ЗОХМА, ЗОХМ, у которых =95 кгс/мм, б о°2 70 кгс/мм, 6 = 11%. Запас прочности по пределу прочности следует брать не менее 2,6, Усталостная прочность резьбовых соединений повышается при уменьшении величины Е у гайки. Проверку болтов и шпилек сальников на малоцикловую нагрузку обычно не производят, потому что нагрузка плавно меняется от максимума до нуля и набивка сама служит демпфирующим элементом. Гайки рекомендуется делать из материала с меньшим значением б в. При этом происходит выравнивание нагрузки по виткам. [c.98]

Значения o j приведены в табл. 7, а также в т. 1, кн. 2 и т. 3, гл. X коэфициент концентрации К, для резьбы — в табл. 10, а для гладкой части болта — в т. 1 кн. 2. При уточнении расчёта необходимо учитывать соотношения размера, для которого дано напряжение и диаметра резьбового изделия и замечания, приведённые в табл. 10. Запас прочности п берётся в пределах 1,5—2,5. [c.201]

Среднее эффективное значение (ординату) находят при делении площади диаграммы изменения момента во времени i (при срабатывании) на время процесса (абсциссу) f t ), при этом учитывают масштаб. Запас прочности конструкции характеризуется стабильностью. Так, у пар трения с фрикционными полимерными материалами стабильность 0,9, у пар трения с порошковыми материалами 0,75—0,85, а при трении металла по металлу всего 0,4—0,5. Это значит, что последняя пара трения является мощным источником фрикционных автоколебаний и, кроме того, требует дополнительного, двукратного запаса прочности сопряженных элементов (тяг, болтов и т. п.). Колебания коэффициента трения в процессе срабатывания характеризуются величиной [c.288]

При умеренных температурах коэффициент запаса прочности в болте может составлять /Ст = 2 по отношению к пределу текучести о 2- [c.405]

Ремонтные размеры. Число возможных ремонтных размеров определяется с таким расчетом, чтобы запас прочности сочленения был достаточным. Для болта прочность определяется наименьшим допустимым диаметром йб.мин. а ДЛя отверстия наибольшим допустимым диаметром do,макс- При допущении, что ремонтный интервал у одинаков, количество ремонтных размеров будет определяться из следующих выражений [c.276]

Коэффициенты запаса прочности находят по диаграмме предельных напряжений для резьбового соединения. При расчете используют диаграмму (рис. 8.1), аппроксимирующую с приемлемой для практики точностью реальную диаграмму для соединений с резьбой, накатанной на термообработанных заготовках. Если болты (шпильки) после накатывания резьбы подвергают термической обработке, а также если резьба деталей получена резанием, можно считать, что предельная амплитуда цикла не зависит от среднего напряжения, и диаграмма имеет вид, показанный штриховыми линиями на рис. 8.1. [c.261]

Коэффициент запаса прочности по пределу длительной прочности в болте [c.310]

Кронштейн, нагруженный постоянной силой F = 20000 Н, закреплен на чугунном основании с помощью восьми болтов (см. рис. 2.24). Определить размеры болтов класса прочности 5.6, если коэффициент запаса плотности стыка V = 2. В расчетах принять коэффициент основной нагрузки х =0,2 коэффициент трения кронштейна по плите / = 0,25 коэффициент запаса по сдвигу = 1,5 угол а = 30°. [c.68]

В реальных конструкциях затяжка болта имеет место. Возникающие при этом силы трения в стыке повышают запас прочности соединения. [c.37]

При неконтролируемой затяжке запас прочности значительно увеличивают, особенно для болтов малых диаметров (см. табл. 1.3) [1]. Это связано с возможностью перенапряжения и даже разрушения малых болтов при неконтролируемой затяжке (см. табл. 1.6). [c.56]

Для стандартных болтов обычно принимают величину h = OJd и поэтому проверку головки на прочность не производят. Если учесть, что нагрузка на головку болта распределяется не по краю окружности диаметром Di, как эго принято нами в расчете, а равномерно по всей опорной площадке головки болта, то станет очевидным наличие достаточного запаса прочности в конструкции головки. Этот запас предусмотрен на случай, когда опорная поверхность болта может оказаться не перпендикулярной к оси болта, и тогда нагрузка будет приложена к самому краю головки, что резко увеличит напряжение изгиба . [c.114]

Расчет болтов на выносливость производится обычно по запасу прочности по амплитуде по формуле [c.63]

После нахождения амплитудного и среднего напряжений цикла опреде.яяют запас прочностп по формулам (267) и (269). Эффективные коэффициенты концентраций напряжений в витках метрической резьбы приведены в табл. 31. Для болта запас прочности должен быть не ниже 2. [c.455]

Отношение запасов прочности по термическим напряжениям для болтов одинакового сечения, выполненных из стали ЭИ69 и ЗОХГС, согласно формуле (100) [c.365]

Болт из легированной стали с метрической резьбой диаметром d=30 мм подвергается действию переменных растягивающих напряжений, меняющихся от нуля до максимального значения. Определить допускаемое напряжение при запасе прочности /г=2. Характеристики стали Tj,=90 кГ1мм , о ,р=30 кГ мм , г з,=0,1. Коэффициент концентрации напряжений определить по графику. Определить также допускаемое напряжение при симмегричном цикле. [c.247]

Определить запас прочности болта с метрической резьбой диаметром d=20 мм, если растягивающее усилие в нем изменяется от A mi =500 кГ до Л ах=1500 кГ. Внутренний диаметр болта di= 6,7S MM. Болт изготовлен из углеродистой стали с характеристиками Ств=40 кГ1мм , а =24 кГ1мм , а , =14 кГ1мм ,=0. [c.247]

Для заданного класса прочности предел текучести материала болтов а, = 240 Н/мм (см. табл. 4.3). При контролируемой затяжке болтов назначаем коэффиднсит запаса прочности [,s j = 2,2 (см. 4.6). По формуле (4.29) допускаемое напряжение на растяжение [c.93]

То же можно сказать и о сопротивлении срезающим нагрузкам прочность па срез гюперек волокон значительно выше, чем вдоль них. Зная характер нагружения отдельных элементов деталей в эксплуатационных условиях, можно еще при изготовлении заготовок придавать волокнам наивыгоднейшую ориентировку, отвечающую характеру нагружения соответствующих элементов деталей, и этим обеспечивать большой запас прочности деталей. Например, показанный на рис. 2.14, 6 болт, изготовленный с соблюдением данного принципа, прочнее изображенного на рис. 2.14, а, где головка легко срезается. [c.61]

В болте примера в процессе работы или сборки могут непропорционально меняться как статическая, так и переменная состапляющие напряжений. Поут( му в данном случае расчет по подобному циклу должен быть дополнен вычислением запасов прочности по переменным и максимальным напряжением п. [c.478]

Мелкие поковки малоответственного назначения, подвергающиеся незначительным напряжениям и имеющие большой запас прочности (рычаги и рукоятки, слабонагружен-ные болты, шпильки и т. д.) [c.41]

Нетрудно показать, что дополнительные и з г п б а to-щи е напряжения, возникающие в консольной части ротора при соединении полумуфт болтами (при изменении нагрузки иодшииников на 20%), составляют лишь небольшую долю расчетного напряжения кручения Учитывая, что запасы прочности (по пределу текучести) в онсольных частях роторов обычно составляют 10 — 12, такие дополнительные напряжения опасности, видимо, не представляют. [c.137]

Условие сохранения прочности — — i 4- n Q ln +d(n l)] Q >0 i Г1=1,5 —запас прочности по болто-j ой нагрузке по герметичности [c.449]

Резьбовые и фланцевые соединения часто являются ответствен ными узлами, определяющими прочность и надежность всей конструкции (стяжные болты роторов турбомашин, силовые шпильки и шатунные болты поршневых машин, фланцевые соединения сосудов высокого давления и др.) Для повышения надежности резьбовых и фланцевых соединений необходимо применять современные методы проектирования, основанные на широком использовании ЭВМ. о позволит при проеь тировании учесть распределение усилий, выяснить запасы прочности, создать надежную конструкцию. [c.3]

Допускаемую величину касательного напряжения при чистом сдвиге можно было бы определить таким же путем, как и при линейном растяжении и сжатии, т. е. экспериментально установить величину опасного напряжения (при текучести или при разрушении материала) и, разделив последнее на тот или иной коэффициент запаса прочности, найти допускаемое значение касательного напряжения. Однако этому на практике мешают некоторые обстоятельства. Деформацию чистого сдвига в лабораторных условиях создать очень трудно — работа болтов и заклепочных соединений осложняется наличием нормальных напряжений при кручении сплошных стержней круглого или иных сечений напряженное состояние неоднородно в объеме всего стержня, к тому же при пластической деформации, предшествующей разрушению, про 1сходнт перераспределение напряжений, что затрудняет определение величины опасного напряжения при испытаниях на кручение тонкостенных стержней легко может произойти потеря устойчивости стенки стержня. В связи с этим допускаемые напряжения при чистом сдвиге и кручении назначаются на основании той или иной теории прочности в зависимости от величины устанавливаемых более надежно допускаемых напряжений на растяжение. [c.145]

Для болтов класса прочности 5.8 = 400 МПа. Задавшись коэффициентом запаса 5 = 3,0 (затяжка неконтролируемая), получим [а]р=133МПа. [c.69]

Крутильные частоты собственных колебаний валопровода должны быть отстроены от частот 50 и 100 Гц с запасом 10—15%. При эгом, как правило, напряжения в шейке вала между турбиной и генератором не превышают допустимых зна чений, составляющих 0,7—0,8 от предела текучести при сдвиге. Запас прочности в болтах муфты должен быть меньше, чем в шейке вала, с тем чтобы в чрезвычанном случае первыми были бы среяаны болты, а шейка вала осталась неповрежденной. [c.322]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...