Болты затянутые — Расчет

При затяжке динамометрическим ключом выдерживают крутящий момент Мза , определяемый по заданной силе затяжки болтов расчетом [см. формулу (144)] или экспериментально. Этот способ недостаточно точен. Усилие, необходимое для завертывания гаек, зависит от трения в резьбе и на опорной поверхности гайки, которое может колебаться в значительных пределах. Поэтому болты, затянутые одним и тем же крутящим моментом, фактически могут быть нагружены различно. . [c.451]

Рис. 3.34. Схема для расчета болтового соединения а—болт затянут б—к затянутому болту приложена сила

Рассмотрим соединение с полосовой формой стыка (рис. 3.20). Положим, что болт затянут предварительно с усилием Qq, а давления на торцах гайки равны соответственно q (z) и q2(z). Соединение нагружено силой N и изгибающим моментом М — внешними нагрузками Такая расчетная схема является достаточно точной при расчете фланцев с полосовым стыком и может использоваться как приближенная при расчете фланцевых соединений с кольцевым и прямоугольным стыками. [c.57]

Рис. 3.18. К расчету болта (болт затянут и нагружен силой, действующей по его оси) .

Расчет напряженного соединения, не нагруженного внешней силой. Такие соединения применяют для обеспечения герметичности крышек, люков, корпусов приборов и др. Болт затянут. Стержень болта растягивается осевой силой и закручивается моментом сил трения в резьбе, который действует на стержень болта и после снятия ключа. Расчет ведут по эквивалентным напряжениям растяжения [c.149]

Расчет напряженного соединения, нагруженного внешней силой. Болт затянут, внешняя нагрузка стремится раскрыть стык деталей. При условии нераскрытия стыка зависимость между силой затяжки и внешней растягивающей силой для одного болта можно записать в виде [c.150]

Рис. 3.37. Схема для расчета болтового соединения а—болт не затянут б-болт затянут в—к затянутому болту приложена внешняя

Практический (приближенный) расчет затянутых болтов при растягивающей внешней нагрузке. В большинстве случаев значение затяжки болтов на практике не контролируют, поэтому смысл точного расчета теряется. Для приближенного расчета, учитывая рекомендации (1.31), принимают х=(0,2.. , 0,3). При этом [c.36]

Влияние кручения при расчете затянутых болтов обычно учитывают, увеличивая растягивающее усилие в 1,3 раза. В первом случае величина крутящего момента пропорциональна V , а во втором случае пропорциональна Qy. Соответственно для составления расчетной формулы относим в первом случае множитель 1,3 к V , а во втором случае к Qj. [c.78]

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 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). [c.46]

Ранее мы установили, что расчет затянутых болтов ведется по увеличенной в 1,3 раза силе затяжки Q. Поэтому в рассматриваемом случае расчетная сила [c.46]

Путем расчета стержня болта на растяжение определить внутренний диаметр резьбы незатянутого (затянутого) болтового соединения, если осевая сила (2 = 32 кН и допускаемое напряжение [ар] =100 МПа [c.257]

Путем расчета стержня болта на растяжение определить диаметр метрической резьбы с крупным шагом затянутого болтового соединения, если известна осевая сила Q и допускаемое напряжение [c.259]

Расчет резьбового соединения, нагруженного поперечной силой. При установке болта (или винта) в отверстие с зазором (рис. 18.10, лс) применяется затянутое соединение, в котором поперечная сила Q уравновешивается силами трения, действуюш,ими по поверхности соприкосновения соединяемых деталей, Q < = Pfi. Здесь / — коэффициент трения i —число стыков соединяемых деталей Р — сила затяжки болта. [c.267]

Расчет затянутых болтов. Под действием силы затяжки и крутящего момента М , равного моменту трения в резьбе, болты одновременно подвергаются деформациям растяжения и кручения. [c.472]

Расчет затянутых болтов с учетом внешней нагрузки. Резьбовое соединение (рис, 28.10) затянуто силой Q3 и затем подвергается воздействию внешней силы Р. Внешняя нагрузка принимается заданной и приложенной симметрично оси болта. Состояние болтов и соединяемых деталей определяется по диаграмме рис. 28.11. [c.475]

Проверка винта на прочность производится по приведенным напряжениям от совместного действия деформаций сжатия и кручения аналогично расчету затянутых болтов. [c.483]

Расчет болта проводят на растяжение по максимальной осевой силе, действующей на затянутый болт после приложения внешней нагрузки вн, с учетом влияния крутящего момента от затяжки болтов [c.469]

Для дальнейшего уточнения этих рекомендаций заметим, что формулы (24) и (33) могут применяться чаще всего при расчете слабо- и средненагруженных резьбовых соединений, требующих во время эксплуатации подтягивания (имеются в виду негерметичные соединения и не сильно затянутые болты). Возможно использование этих формул и для предварительного расчета ответственных сильно затянутых болтов при условии последующей проверки расчета согласно методике, рекомендованной для напряженных болтовых соединений. Наличие предварительной затяжки в резьбовом соединении является дополнительным фактором, преследующим повышенную надежность работы сое-120 [c.120]

Простейший пример расчета группы сильно затянутых болтов парового цилиндра рассмотрим, руководствуясь схемой, представленной на рис. 22, где все болты нагружены равномерно. [c.132]

Случай 5 (рис. 3.18). Затянутый болт нагружен осевой силой. В таких соединениях предварительная затяжка болтов должна обеспечить герметичность соединения после при-. ложения внешней осевой силы. Диаметр и число болтов в соединении обычно выбирают исходя из размеров и конструкции соединения. Задачей расчета является определение усилия предварительной затяжки болта, обеспечивающего заданную силу остаточной затяжки, [c.33]

Решение. Расчет ведем в предположении, что болты предварительно затянуты с такой силой, чтобы после приложения нагрузки суммарные напряжения в верхней части стыка равнялись нулю при отсутствии зазора. Кронштейн можно рассматривать как консоль се-чением Р= Ьк. [c.165]

Расчет затянутого болтового соединения, не нагруженного внешней силой. Примером такого соединения может служить крепление подшипника к плите (рис 28.16). Независимо от силы Р, приложенной к подшипнику, во время работы он должен быть плотно притянут к плите болтами. Сила затяжки вызывает силу трения между подшипником и плитой и препятствует его смещению. [c.348]

Расчет затянутого болта без внешней осевой нагрузки. Примером такого соединения может служить крепление люков, крышек, к герметичности которых не предъявляется особых требований. [c.272]

При расчете предварительно затянутых болтов не следует забывать, что допускаемое напряжение [о]р зависит и от материала, и от диаметра болта. Последнее обстоятельство вызвано тем, что в производственных условиях затруднительно контролировать усилие затяжки и в болтах малых диаметров могут возникнуть напряжения, равные пределу текучести Поэтому для болтов малых [c.274]

Расчет затянутого болта с дополнительной осевой нагрузкой. Этот случай расчета характерен для большинства соединений (крепление крышек, фланцев). Обычно к таким соединениям предъявляются требования недопустимости раскрытия стыка — появления зазора между соединяемыми деталями при приложении внешней нагрузки. [c.275]

Расчет затянутого болта с внецентренной нагрузкой. [c.276]

Расчет затянутых резьбовых соединений на усталость. Как показывает опыт эксплуатации, около 90 % всех резьбовых соединений разрушается от усталости. Установлено, что осевая сила в резьбовом соединении распределяется неравномерно по длине свинчивания винта с гайкой (или по глубине завинчивания шпильки в корпус). Наибольшая осевая сила в сечении болта — у торца гайки. В этом сечении обычно и происходит усталостное разрушение стержня болта (шпильки). Стержни часто разрушаются в сечении у перехода резьбовой части в гладкую. В этом сечении высока концентрация напряжений. [c.354]

При неконтролируемой затяжке большие коэффициенты запаса принимают для болтов малого диаметра, т. е. допускаемое напряжение в этом случае зависит не только от материала болта, ответственности конструкции и прочих обычно учитываемых факторов, но и от диаметра болта. Такой подход к выбору коэффициента запаса (допускаемого напряжения) объясняется тем, что нри неконтролируемой затяжке есть опасность, что болты малого диаметра могут быть затянуты до возникновения в них напряжений, равных пределу текучести (даже при применении нормального, не удлиненного гаечного ключа). Зависимость [о] от диаметру создает определенные затруднения при проектном расчете. Дей- [c.110]

Минимальный диаметр болтов или шпилек для фланцевых соединений равен 12 мм. Меньший диаметр не применяют во избежание скручивания при затяжке. Длину болтов и шпилек выбирают с таким расчетом, чтобы они при затянутом положении выступали за гайки на 7—10 мм. Расстояние между болтами или шпильками по окружности должно быть равно не менее пяти диаметрам болта, а при давлении более 25 кгс/см расстояние может быть сокращено до трех диаметров болта (табл. 34). [c.136]

Уточненный расчет затянутых болтов, поставленных без зазора, применяемый при стесненных габаритах и контроле затяжки, производится в форме проверочного расчета на сложное сопротивление [c.290]

Нагрузка приложена асимметрично и раскрывает стык деталей (рис. 3.9, я). Решение задачи обычно является комбинированным расчет выполняют по условию нераскрытия стыка, а также при наличии составляюших нагрузки, параллельных стыку, по условию сдвига в плоскости стыка. Первое условие соответствует случаю, когда болт затянут, а внешняя нагрузка раскрывает стык деталей. Отличие состоит в том, что действующий на соединение момент вызывает неодинаковую на-груженность болтов. [c.50]

Рассмотрение этой задачи, имеющей несколько условный ( академический ) характер, должно способствовать уяснению физической сущности работы предварительно затянутых болтов, нагружаемых затем внешней силой (в част-иости, болты прочпо-плотных соединений), и лучшему усвоению методики их расчета. [c.76]

Расчет болтов зависит от характера нагружения и технологических особенностей сборки резьбовых соединений (затянутые незатянутье с зазором между болтом и отверстием соединяемых деталей и без зазора). По характеру нагружения болты подразделяют на статически или циклически нагружаемые, воспринимающие осевую или поперечную нагрузку. [c.288]

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 СТр = 0/(л(/р/4), максимальное напряжение кручения T = MpjWp, где Wp = 0,2dp—момент сопротивления кручению стержня болта Mp = 0,5ga2tg( l + 9 ). Подставив в эти формулы средние значения угла подъема / резьбы, приведенного угла трения ф для метрической крепежной резьбы и применяя энергетическую теорию прочности, получим [c.45]

Приближенно можно провести проверочный расчет винта на прочность по расчетной осевой силе брасч=1,3 (см. расчет затянутых болтов) по условию [c.209]

Задачи на подбор сечения (проектный расчет), как известно, связаны с определенными математическими трудностями (получается кубическое уравнение, которое приходится решать подбором), и потому не рекомендуем рассматривать их. В дальнейшем при изучении деталей машин учашиеся познакомятся с практическими приемами расчета (применительно к расчету затянутых болтов), позволяющими избежать указанных математических трудностей. [c.169]

Методы расчета болтов определяются видами их нагружения. Болты могут подвергаться 1) растяжению или сжатию цен-трально11 осевой нагрузкой при отсутствии предварительной затяжки его 2) растяжению или сжатию центральной осевой нагрузкой и одновременно кручению (затянутые болты) 3) изгибу срезу и смятию или растяжению поперечной нагрузкой 4) растяжению центральной осевой нагрузкой и одновременно изгибу (болты с эксцентричной нагрузкой). [c.472]

В расчетах, изложенных в настояшем параграфе, приняты следующие допущения поверхности стыка остаются гшоскими (не-деформируемыми) при всех фазах нагружения, что справедливо только для деталей, обладающих достаточной жесткостью поверхности стыка имеют минимум две оси симметрии, а болты расположены симметрично относительно этих осей все болты соединения одинаковы и равно затянуты. С некоторым приближением перечисленные условия справедливы для большинства конструкций. [c.46]

Примечания 1. Результаты уточненного расчета позволяют отметить, что в затянутых соединениях приращение нагрузки на болт от действия внешних сил практически невелико. Решающими для прочности болтов в этом случае остаются напряжения от затяжки, а расчет допустимо щюводить по приближенным формулам. [c.59]

Расчет затянутого болтового соединения, подверженного действию внешней осевой силы. Использование болтов, нагруженных осевой силой и предварительно затянутых, характерно для крепления различных крышек и фланцев (рис. 28.17). Основным требованием, предъявляемым к таким соединениям, является герметичность или недопустимость появления зазора при приложении внешней нагрузки (нерас-крытне стыка). [c.350]

Итак, хотя затянутый болт работает на совместное действие растяжения и кручения, его рассчитывают на простое растяжение, но не но действительной, а по увеличенной на 30% силе затяжки. При необходимости проверки ненарезанной части стержня расчет выполняют по той же формуле (4.11), подставляя в нее вместо (1 диаметр стержня болта в проверяемом сечении. [c.110]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...