Резьбовые Коэффициент нагрузки

Спецификой вероятностных расчетов резьбовых соединений в плане курса деталей машин является установление коэффициентов вариации основных параметров напряжений начальной затяжки, напряжений от суммарной нагрузки, пределов выносливости и коэффициента концентрации напряжений. За средние значения этих параметров в первом приближении можно принимать приведенные выше в этой главе значения. [c.119]

Проведенный анализ сопоставления результатов эксперимента и расчета показал, что скорость развития трещины удовлетворительно может быть описана выражением (2) как для образцов с концентратором, так и для резьбовых соединений при различных значениях коэффициента асимметрии нагрузки. [c.390]

Фиг. 2. Диаграмма ограниченной прочности эталонных образцов и резьбовых соединений при коэффициенте асимметрии нагрузки г=0,3.

Пределы усталости эталонных образцов, резьбовых соединений и эффективные коэффициенты концентрации при различных коэффициентах асимметрии, нагрузки и базах испытаний [c.165]

Результаты математической обработки экспериментальных данных ограниченной прочности эталонных образцов и резьбовых соединений сведены в табл. 2. Экспериментальные данные, полученные при коэффициенте асимметрии нагрузки г=0,3, представлены на фиг. 2. [c.166]

Величина Р определяется зависимостью Р = ХР х — коэффициент внешней нагрузки, определяемый в зависимости от распределения жесткостей деталей соединения). Вопросы определения коэффициента внешней нагрузки подробно рассмотрены в [1]. Условия малоциклового деформирования резьбовых соединений не вносят каких-либо специфичных особенностей в методику определения 7, так как упругопластическое деформирование витков резьбы (при упругом деформировании сравнительно длинной гладкой части стержня) несущественно влияет на величину податливости шпильки П1. В правильно сконструированном соединении в процессе его нагружения, несмотря на ослабление затяга, вызываемого местными пластическими деформациями на сопрягаемых поверхностях, явлениями релаксации напряжений, не должно нарушаться условие герметичности узла и не должно происходить раскрытие стыка. [c.196]

Таким образом, резьбовая вставка, увеличивающая податливость витков резьбы (при возрастании коэффициента у), существенно улучшает распределение нагрузки между витками. [c.112]

Деформации витков в пластической области распределены неравномерно. Они зависят от механических характеристик материалов резьбовых деталей, а также распределения нагрузки между витками в упругой области и конструктивных параметров резьбы, поэтому значения коэффициента кт определяются в основном особенностями разрушения резьбы в зависимости от се параметров И. соотношения механических характеристик резьбовых деталей (рис. 5.20). Улучшение условий нагружения витков для соеди- [c.159]

Опасность заедания уменьшается при правильном подборе материалов болта и гайки. С этой целью при температурах до 500 °С и незначительных осевых нагрузках применяют гайки из латуни, бронзы и перлитного чугуна, в более нагруженных резьбовых соединениях — из жаропрочных материалов. При этом материал гайки должен иметь больший коэффициент линейного расширения, чем материал болта. [c.343]

Температурные напряжения в соединении, получаемые из-за изменения осевой силы или изгибающего момента, вызванного создаваемыми перепадами температур в конструкции, где находится рассматриваемое соединение, определяются как от силовой нагрузки. При неравномерном изменении температуры в самом резьбовом соединении и в случае, когда шпилька и гайка выполнены из материалов с различными коэффициентами теплового расширения, следует для экспериментального определения температурных напряжений применить метод механического моделирования температурных напряжений. Применение этого метода для определения температурных напряжений в патрубке сосуда показано в статье Исследование напряжений в патрубках корпусов и сосудов (см. наст. сб.). [c.142]

Повышенная податливость резьбовых вставок также приводит к более равномерному распределению нагрузки по виткам и вследствие этого к повышению выносливости резьбового соединения, в этом случае коэффициент р для стальной гайки находится в пределах от 1,4 до 1,6. [c.354]

Масло подается в нижней части гнезда подшипника и отводится в верхней. При вращении шпинделя масло увлекается в зазор между шейкой шпинделя и сегментами (вкладышами) и образует масляные клинья 4 по числу сегментов. Масляные клинья взаимно уравновешивают друг друга, центрируют шпиндель и обеспечивают его высокую жесткость. Осевая нагрузка на шпиндель воспринимается бронзовыми вкладышами 5 vi 6, охватывающими с двух сторон бурт шпинделя. Выбор осевого зазора производят резьбовой втулкой 7 с контргайкой 8. Гидростатические опоры скольжения, в которые масло подается под высоким давлением, применяют в широком диапазоне частот вращения шпинделя, что обеспечивает высокую несущую способность и точность вращения, низкий коэффициент трения, большую долговечность и хорошее демпфирование. [c.47]

Схватывание и коррозия приводят к увеличению коэффициента трения и даже заклиниванию резьбовых соединений. На схватывание металлов при их соприкосновении влияют следующие факторы материал сопряженных пар, действующие нагрузки, вид термической и химико-термической обработки, наличие масляных и адсорбированных пленок, наличие металлических покрытий, что следует учитывать при повторном использовании деталей для сборки. [c.100]

Влияние распределения нагрузки на витки гайки при/упругих деформациях учитывается коэффициентом т. При расчете прочности резьбовых соединений найденное аналитически значение срезывающего усилия умножается на т. [c.46]

Для резьбовых соединений, работающих при статических нагрузках, важно знать, какие предельные отклонения допускаются на основные параметры резьбы. Введем понятие о коэффициенте Кг, зачитывающем относительное изменение срезывающего усилия витков резьбы, имеющей погрешности параметров (по сравнению с резьбами, выполненными по номинальным размерам). Коэффициент Кз примем за эксплуатационный показатель, определяющий комплексную допустимую погрешность в резьбе при статических нагрузках. [c.47]

Величина 2 является коэффициентом основной нагрузки резьбового соединения. [c.130]

Для автомобильных и тракторных двигателей в зависимости от материалов и жесткости соединяемых деталей принимают 1,5— 2,0 для форсированных двигателей = 3,0—4,0. Коэффициент основной нагрузки резьбового соединения Оо = 0,15 0,25. [c.132]

Влияние распределения нагрузки на срезывающее усилие витков гайки при упругих деформациях поверхности сопряжения витков учитывается коэффициентом т. При расчете прочности резьбовых соединений найденное аналитически значение срезывающего усилия умножается на т. [c.93]

В некоторых затянутых резьбовых соединениях, имеющих определенное сочетание материалов резьбовой пары, явление наступления пластической деформации охватывает одновременно все витки и предшествует разрушению соединения от среза или смятия. В таких случаях при расчете прочности резьбовых соединений на срез значение коэффициента пг, учитывающего распределение нагрузки по виткам, принимается равным /я = 1. [c.94]

Комплексная допустимая погрешность в резьбе при статических нагрузках. Для резьбовых соединений, работающих при статических нагрузках, важно знать, какие предельные отклонения допускаются на основные параметры резьбы, при которых соединение обладало бы нужной статической прочностью. Введем понятие о коэффициенте /С5, учитывающим относительное изменение срезывающего усилия витков резьбы, имеющей погрешности ее параметров (по сравнению с резьбами, выполненными по номинальным размерам). Коэффициент примем за эксплуатационный показатель, определяющий комплексную допустимую погрешность в резьбе при статических нагрузках. [c.94]

Для снижения переменных напряжений в болте следует уменьшать коэффициент основной нагрузки х. т. е. применять податливые болты (увеличивать о) и жесткие фланцы (уменьшать Хд). Преимущества податливых болтов наглядно иллюстрирует рис. 8, Отсюда правило конструирования резьбовых соединений жесткие фланцы — податливые болты . [c.45]

В рассматриваемом случае нарезанная часть вала и гайки работают в условиях напряженного резьбового соединения с затяжкой без внешней осевой нагрузки. Принимаем материал вала сталь 35. Класс прочности 5.6 (см. табл. 6), От = 300 МПа. Для выбора допускаемого напряжения предварительно задаемся диаметром резьбы <1 = 20 мм. По этому диаметру для углеродистой стали по табл. 7 выбираем коэффициент запаса прочности [ят] = 4, тогда [0р] = 0т/[ят] = 300/4 = 75 МПа. [c.188]

Коэффициент основной нагрузки резьбового соединения [c.278]

Рассмотрим плоскодеформированное напряженное состояние зуба и впадин, которое возникает в резьбовых соединениях большого диаметра с относительно мелкой резьбой в зонах сопряжения. Область возмущения напряженного состояния, в которой требуется находить распределение напряжений и значение козффициента концентрации, удалена на большое расстояние от оси, и размеры этой области можно рассматривать как малые в сравнении с расстоянием от оси [33]. На рис. 4.17 показаны зависимости коэффициентов концентрации от соотношения размеров в плоской и осесимметричной задаче при растяжении пластинки и вала с выточками, глубина и радиус закругления в метрической резьбе шага 5=6 мм. При неизменной геометрии вьггочек, изменяя размер ослабленного сечения d, получаем зависимости коэффициентов концентрации в плоской и осесимметричной детали от d. Кривая 1 относится к плоской задаче, а кривая 2 — к осесимметричной. Из рисунка видно, что при увеличении размера d обе кривые сближаются и, начиная с некоторой величины, совпадают, что свидетельствует о практически полной идентичности напряженных состояний в окрестности впадин. В соответствии с зтим в случае нагрузки, приложенной непосредственно к зубу, можно принять, что напряженное и деформированное состояние, возникающее в зубе и в окрестности впадин, является плоским. [c.159]

Резьбовые соединения (шпильки и гайки) изготовлялись на обычных токарных станках резцами без каких-либо специальных требований к точности и качеству резьбы. Испытания производились на 50-тонном пульсаторе одностороннего действия при 600 циклах в минуту и коэффициенте асимметрии нагрузки 0,3. Испытывались резьбовые соединения и эталонные образцы из сталей 20, 40Х и 38ХГН, механические свойства которых, по- [c.161]

Крепежные резьбовые соединения являются разъемными, скрепляющими между собой отдельные детали и узлы машин и установок, обеспечивая надежное их соединение, герметичность и т. д. В процессе сборки такие соединения получают предварительное монтажное усилие (затяг), обеспечивающее иераскрытие стыка. Дальнейшее циклическое нагружение болта (шпильки) обусловливается режимом работы конструкций и нщсткостью скрепляемой системы. Оптимальные режимы работы таких соединений осуществляются при больших значениях уровней напряжений предварительной затяжки. В связи с этим крепежные соединения работают в условиях только положительных значений коэффициента асимметрии нагрузки. [c.191]

Определение коэффициента внешней нагрузки х проводят с использованием аналитических зависимостей. Для сложных конструктивных форм стягиваемых деталей (уплотняющие и герметизирующие кольца и др.) вместе с аналитическим расчетом проводят определение деформаций элементов систел1ы экспериментальным путем. Величина % также зависит от конструктивного исполнения и технологии изготовления элементов резьбового соединения, так как смещение места приложения внешней силы может существенно изменить величину коэффициента внешней нагрузки, которая для оптимально сконструированного соединения изменяется в диапазоне 0,2—0,3. [c.196]

Конструктивные и технологические способы повышения прочности резьбовых деталей. При действии на соединение переменных нагрузок разрушение, как правило, происходит на резьбовом участке винта. Поэтому любые приемы, повышающие выносливость резьбового участка, должны рассматриваться как повышающие работоспособность соединения в целом. Основной причиной пониженной выносливости является высокая концентрация напряжений во впадинах витков резьбы, особенно в зоне первых рабочих витков (вблизи опорной поверхности гайки). Поэтому снижение местной нагрузки в зоне наибольшей концентрации позволяет повысить до 60 % циклическую прочность резьбовых соединений. На рис. 2.26 в качестве примеров приведены варианты выполнения гаек и винта в резьбовой зоне с улучшенным распределением нагрузки по виткам резьбы (Р — коэффициент повышения предела выносливости по сравнению с обычным исполнением). Некоторое повышение предела выносливоЬти (до 20 %) можно получить путем выполнения отверстия под резьбу в гайке со стороны опорной поверхности на конус (рис. 2.27). В этом случае нагрузка Fj на виток винта со стороны опорной поверхности прикладывается на большем плече а [c.63]

Снижение коэффициента основной нагрузки %. В соединениях, работающих при переменных нагрузках, снижение % является эффективным способом повышения прочности резьбовых соединений. Практически это может быть осуществлено путем увеличения податливости винтов в нерезьбовой части (рис. 2.29), либо повышением жесткости стыка, например, за счет снижения шероховатости стыкуемых поверхностей, лучшей их пригонки, увеличения жесткости прокладок в случае необходимости их применения. Иногда для снижения х под головку винта или под гайку устанавливают тарельчатые пружины 1, 2 (рис. 2.30). [c.65]

К резьбовым соединениям по своим свойствам близки ходовые передачи винт— гайка. Коэффициенты поглощения при изгибдых колебаниях в таких передачах определяли на образцах, имеющих размеры 0 50 X 8 и 70 X 10 мм, В передачах без смазки коэффициент поглощения практически не зависит от начальной нагрузки ф = 0,17 -4- 0,20. При наличии смазки до 1 мг/см и возрастании постоян- [c.142]

Исследования на плоских моделях объемной задачи резьбового соединения приближенно оценивали возможные концентрацию и распределение напряжений по контуру резьбы, но не позволяли измерить распределение нагрузки но виткам резьбового соединения. Применение метода замораживания , приведенное в ряде работ (см., например, [2,3]), не обеспечивает соблюдения условий моделирования из-за значительного искажения формы резьбы и получаемых нарушений условий контакта, которое осуществляется в большом числе мест соединений зубьев. Необходимость обеспечения условий контакта, особенно при большом числе мест соединений, как известно, делает метод замораживания , требующий больших деформаций в модели, неудовлетворительным. Тензоизмерения па натурной конструкции, где все условия работы соединения соблюдены, не позволили пока достаточно хорошо замерить распределения напряжений по контуру и концентрации напряжений из-за малых размеров по дну резьбы и отсутствия достаточных зазоров между навинчиваемыми частями соединения. При исследованиях, рассмотренных в [4], распределение усилий по виткам резьбы определялось экспериментально на натурной конструкции резьбового соединения, нагружаемого в разрывной машине. Эта задача давала в какой-то мере приближенное решение, так как усилия оценивались по показаниям тензодатчиков, установленных по дну искусственно выполненной продольной канавки в соединении. Распределение напряжений по контуру резьбы и коэффициенты концентрации находили с применением плоских моделей и моделей прозрачного оптически нечувствительного материала с вклейками из оптически чувствительного материала по диаметральному сечению. Этот путь экспериментального решения был правильный, однако размер моделей оказался недостаточным для возможности правильной оценки порядков полос интерференции для зон концентрации напряжений. [c.137]

Исследования Сопвита показывают, что распределение нагрузки между витками резьбы может быть улучшено либо путем уменьшения высоты гайки, коэффициента трения между соприкасающимися поверхностями резьбы, либо увеличения внешнего диаметра гайки, шага резьбы, угла профиля резьбы, коэффициента формы резьбы. Из сказанного, однако, не следует, что прочность резьбовых соединений определяется всегда упомянутыми факторами, так как оказывают влияние и другие обстоятельства. [c.333]

В настоящее время на нефтяных промыслах применяются преимущественно неравнопрочные насосно-компрессорные трубы, слабым местом которых при растягивающей нагрузке являются резьбовые соединения [25]. Страгивающая нагрузка (/ стр) резьбового соединения, при которой напряжение в теле трубы достигает предела текучести, определяется обычно по формуле Яковлева. Значейия этих нагрузок для труб различного диаметра наряду с другими прочностными характеристиками их даны в табл. 5. Допускаемая растягивающая нагрузка определяется как отношение страгивающей нагрузки к коэффициенту безопасности Къ [c.135]

Основными типами резьбовых соединений, рассматриваемых в этой работе и встречающихся в конструкциях корпусов, являются следующие соединения типа шпилька — гайка , работа которых в основном определяется осевыми нагрузками при малых изгибающих усилиях соединения типа шпилька — корпус , напря женное состояние которых в значительной степени обусловлено деформациями фланца >как элемента корпуса, соотношениями жесткостей сопрягаемых деталей, а также взаимным влиянием соседних шпилек. Кроме того, встречаются резьбовые соединения типа шпилька — корпус , используемые для обеспечения плотности соединения трубопроводов с патрубками корпусов, в которых, помимо силовых напряжений, возникают также температурные напряжения, вызванные равномерным нагревом и обусловленные различными коэффициентами линейного расширения сопрягаемых деталей. [c.83]

Р — общая растягивающая нагрузка, действз ющая на резьбовое соединение т— коэффициент, зависящий от конструкции резьбового соединения [c.45]

Из формул (15.10), (15.11) видно, какое большое значение имеет затяжка соединения, работающего при циклических нагрузках. Амплитуду нагрузки, от величины которой зависит долговечность соединения, определяют умножением переменной внешней нагрузки на коэффициент % = 0,2...0,3. Одним из главных правил конструирования резьбовых соединений, работающих при циклических нагрузках, является выполнение условия жесткие фланцы — податливые болты. При этом условии на резьбовое соединение действует небольщая часть внешней (рабочей) нагрузки. [c.355]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...