Болты 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]

Прочность болтов. Расчет болтов на прочность при действии растягивающих сил производится как для гладкого стержня при одноосном растяжении. Работа болта в нарезанной части характеризуется объемным напряженным состоянием, неравномерностью распределения напряжений в сечении, наличием местных концентраций напряжений. Однако при расчете прочности от статических нагрузок не следует брать за основу величину наибольших напряжений. Опыты показали, что местные пики напряжений не оказывают существенного влияния на прочность стержня. [c.348]

Задана конструкция соединения, число, диаметр и длина болтов, материалы соединяемых деталей и болтов. Расчет проводится в следующем порядке [c.39]

В этом параграфе будет рассмотрен только расчет стержня болта расчет резьбы изложен в 4.5. [c.108]

Болты — Расчет 290, 292 — Размеры 291 [c.432]

Болты — Расчет 290, 292 — Размеры 291 --фрикционные 280, 310—319 — Классификация и процессы включения 310 — Коэффициенты давления 312, 313 — Коэффициенты трения 35 — 37, 313 — Размеры 311, ЗИ, 317, 319 [c.433]

Шатунные болты — Расчет 494 [c.833]

Цепи пластинчатые шарнирные Шатунные болты — Расчет 494 Шатуны кривошипно-шатунных механизмов 491 [c.850]

Шатунные болты — Расчет 4 — 494 Шатунные кривые I—461 Шатуны — Напряжения 3 — 231 Шатуны кривошипно-шатунных механизмов 4 — 491 [c.496]

В отдельных случаях, когда желательно меньшее ослабление стойки 1 врубкой, применяется врубка с подушкой (рис. 3-37). Подкос 2 упирается частично в подушку 3, а частично— в стойку 1. Глубина врубки подушки в бревне делается не более 7 его диаметра и не менее 3 см. Длина подушки берется не менее Ю/г . Подушка скрепляется со стойкой двумя болтами. Подкос 2 скрепляется со стойкой также болтом. Расчет такой врубки производится в соответствии с изложенными выше положениями. [c.113]

Испытания показали, что при отсутствии начальных усилий в болтах расчет по формуле (4), где в этом случае Мо необходимо положить равным нулю, дает уменьшенные действительные величины 378 [c.378]

Шайбы кулачковые, см. Кулачковые шайбы Шариковые подшипники, см. Подшипники Шатунно-кривошипный механизм, определение приведенных масс 13 --, определение силы инерции поступательно-движущихся частей его 16 Шатунные болты, расчет 218 Шатунный механизм, определение основных размеров 210 Шатуны 187 —, материалы для изготовления их 2Ш [c.606]

Пример расчета длины виита (болта) при заданном диаметре его стержня и вычерчивание изображения резьбового соединения. [c.290]

Болтовое соединение представляет собой узел, состоящ,ий из болта, гайки, шайбы и скрепляемых деталей (рис. 6.46). В деталях / н 2, подлежащих соединению, просверливается отверстие диаметром, равным lij = (1,05. .. 1,1) Диаметр болта определяют расчетом. В учебном задании диаметр болта указывается в таблице заданий. Длина болта (рис. 6.46) [c.195]

Расчет на прочность стержня винта (болта) при различных случаях нагружения [c.28]

Болт поставлен без зазора (рис. 1.21). В этом случае отверстие калибруют разверткой, а диаметр стержня болта выполняют с допуском, обеспечивающим беззазорную посадку. При расчете прочности соединения не учитывают силы трения в стыке, так как затяжка болта необязательна. В общем случае болт можно заменить штифтом. Стер- [c.30]

Закон распределения напряжений смятия по цилиндрической поверхности контакта болта и детали (рис. 1.22) трудно установить точно. В значительной степени это зависит от точности размеров и формы деталей соединения. Поэтому расчет на смятие производят по условным напряжениям. Эпюру действительного распределения напряжений (рис. 1.22, а) заменяют условной с равномерным распределением напряжений (рис. 1.22, б). При этом для средней детали (и при соединении только двух деталей) [c.31]

Формулы (1.22) справедливы для болта и деталей. Из двух значений в этих формулах расчет прочности выполняют по наибольшему, а допускаемое напряжение определяют по более слабому материалу болта или детали. [c.31]

На рис. 1.27 изображено соединение, в котором внешняя нагрузка F увеличивает дефекацию не только болта, но и деталей ) и 2 (шайба и набор тарельчатых пружин). Поэтому при расчете коэ ициента внешней нагрузки х детали / и 2 нельзя учитывать наравне с деталями 5, 4, 5, деформация которых уменьшается. В таких случаях все детали соединения принято разделять на две системы детали системы болта, в которых под действием внешней нагрузки абсолютное значение деформаций возрастает (на рис. 1.27 болт и детали / и 2) детали системы корпуса, в которых абсолютное значение деформаций уменьшается (на рис. 1.27 детали 3, 4, 5). При этом [c.35]

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]

Расчет соединений, включающих группу болтов [c.37]

Различают три характерных случая расчета соединений, включающих группу болтов. [c.38]

Нагрузка соединения сдвигает детали в стыке. Примером служит крепление кронштейна (рис. 1.30). При расчете соединения силу R заменяем такой же силой, приложенной в центре тяжести стыка, и моментом T=Rl. Момент и сила стремятся повернуть и сдвинуть кронштейн. Нагрузка от силы R распределяется по болтам равномерно F ==Rlz. (1.38) [c.38]

В качестве второго примера расчета группы болтов при сдвигающей нагрузке рассмотрим фланцевое соединение валов. В конструкции таких соединений обычно предусматривают центрирующие выступы [c.39]

При расчете прочности болтов учитывают наибольшую силу затяжки из найденных по условию (1.48) или (1,51). Внешняя нагрузка, приходящаяся на один болт от силы Ri [c.42]

Комбинированная нагрузка соединения. Рассмотренные три случая расчета группы болтов позволяют производить расчет прочности [c.43]

По стандарту принимаем болт М20 с шагом р=2,5 мм, для которого di il7,3 мм. Отмечаем, что значение [s ] выбрано правильно (в противном случае исправляем расчет). [c.47]

Условия прочности болта удовлетворяются. На этом приближенный расчет можно закончить. [c.47]

Пример 1.3. Рассчитать болты крепления кронштейна, нагруженного по схеме (см. рис. 1.30) R=20 ООО Я /=1050 мм а=130 мм Ь=500 мм S=20 мм кронштейн стальной (0 =240 МПа) болты из стали 20 затяжка болтов не контролируется. Расчет выполнить для двух вариантов установки болтов — без зазора и с зазором. Решение. 1. Болты без зазора. По формулам (1.38) и (1.39) [c.48]

При найденной F. расчет болтов на прочность выполняют по формуле (1.19). [c.75]

Расчет на прочность выполняют для шпоночных или шлицевых соединений и болтов. Методика этих расчетов изложена в гл. 1 и 6, Установка болтов без зазора позволяет получить муфты меньших габаритов и поэтому более распространена. [c.301]

Достаточность принятой величины d проверяем расчетом на смятие поверхности контакта чеки с болтом, принимая допускаемое напряжение (а] = 1,8[а] = 1,8 9(5= 173 Мн/ж - [c.14]

Следовательно, диаметр болта, определенный из расчета на растяжение, мал. Определяем диаметр болта из расчета на смятие [c.15]

При решении предыдущей задачи было установлено, что требуемый диаметр болта определяется не по условию прочности на растяжение, а по условию прочности на смятие поверхности его соприкосновения с чекой. Выяснить, не будет ли конструкция более рациональной, если принять толщину чеки 8 = 8 мм (взамен 6 = 5 мм, как было принято в проведенном расчете). [c.15]

Тонкостенный цилиндрический сосуд из алюминиевого сп/ава = 0,7-10 Мн1м ) закрыт крышкой из того же материала, прт<репленной к фланцам сосуда шестнадцатью болтами Л1] t (рис. 5.34). Допускаемое напряжение для материала сосуда [а ,] = 80 Мн/м . Определить допускаемую величину внутрен-пего давления р в сосуде исходя из прочности его стенок и прочное ги болтов (расчет вести по гипотезе наибольших касательных [c.80]

Аналогичная конструкция может быть осуществлена с использованием так называемого нризонного болта (см. рис. 4.24,в). На рис. 4.51 извилистой линией показано место возможного среза болта. Расчет ведут так же, как и в предыдущем случае. [c.113]

После нахождения спл, растягивающих болты, расчет сводится к нахождению экстремальных напряжений п запасов прочности по мпнимальному сечению и по внутреннему диаметру резьбы. [c.455]

Соединения деталей с помощью резьбы являротся одним из старейших и наиболее распространенных видов разъемного соединения. К ним относятся соединения с помощью болтов, винтов, винтовых стяжек и т. д. В данной главе рассматриваются также основные элементы винтовых механизмов, так как силовые зависимости в винтовой паре (винт — гайка) и методы расчета являются общими для крепежных-и ходовых резьб. Специальные сведения о винтовых механизмах изложены в гл. 14. [c.16]

Расчетами и практикой установлено, что болты с резьбой меньше М10.. . Ml2 можно разрушить при недостаточно кЕа.лифицпрованной затяжке. Например, болт с резьбой Мб разруш ается при силе на ключе, равной 45Н болт с резьбой М12 — при силе 180 Н (см. табл. 1.6). Поэтому в среднем и тяжелом машиностроении не рекомендуют применять болты малых диаметров (меньше М8). На некоторых заводах для затяжки болтов используют специальные ключи предельного момента. Эти ключи не позволяют приложить при затяжке момент болыие установленного. В таком случае отпадает необходимость ограничивать применение болтов малых диаметров (при условии, что ключи предельного момента применяют и в эксплуатации). [c.29]

В соединении на рис. 1.27 набор тарельчатых пружин существенно увеличивает податливость системы болта, а следовательно, уменьшает нагрузку на болт. В общем случае задачу о расчете АцИ кц приходится решать с учетом конкретных, сложных и многообразных деталей (например, литые крышки цнлиадров с ребрами, пустотами и т. п.). [c.35]

Расчет сводится к определению расчетной нагрузки для наиболее нагруженног о болта. Затем рассчитывают 17рочность этого болта по формулам одного из случаев, рассмотренных в 1.6. [c.37]

Это допущение позголяет избавиться от сложных расчетов, в которых определяют распределение нагрузки по болтам с учетом деформации деталей. [c.38]

Пример расчет 1.1. Определить силу / ,(, которую необходимо приложить к стандартному ключу при завинчивании гайки до появления в стержне болта Hanpii-жений, равных пределу текучести а.,.= 200МПа (еталь И. ). Опро/а лять также напряжения смятия а м и среза т п резьбе. Расчет вынолнить для болтов Мб, М12, М 35 [c.45]

Условия нагружения заклепок подобны условиям нагружения болтов, поставленных без зазора (сравни рис. 2.4 и 1.21). Поэтому для заклепок остаются справедливыми расчетные формулы (1.21) и (1.22), которые определяют прочность по напряжениям среза т и смятия При расчетах заклепочных соединений, нагруженнйх силой в плоскости стыка, допускают, что нагрузка распространяется равномерно между всеми заклепками шва, силы трения в стыке не учитывают. [c.51]

Расчет клеммового соединения с односторонним расположением болтов (см. рис. 5.1) принято выполнять по тем же формулам (5.4). При этом условно полагают, что функции второго болта соединения выполняет сам материал рычага. Действительно, если верхний болт в конструкции по рис. 5.1, б приварить к деталям, то условия работы клеммы и нижнего болта не изменятся, а конструкция станет подобна [сонструкции, изображенной на рис. 5.1, а. [c.74]

Из расчета на срез определяем требуемую площадь сечения чеки (сечения параллельного оси болта) учитывая, что срез чеки может произойти одновременно по днум плоскостям, имеем [c.14]

Указание. Проверяется наихудшнй случаи по отклонениям каждого межцентрового расстояния, отверстий и диаметра болта. Отклонения на Q) 60 как значительно меньшие в расчете не учитывать. [c.29]

Требуется а) подобрать из расчета на прочность болт с метрической резьбой, если [а]р = 85 Мн1м (болт рассматривать как незатянутый) б) определить диаметр D шайбы, подкладываемой под головку болта, если допускаемое напряжение смятия для дерева [ст = 6,0 Мн/м" и внутренний дна-метр шайбы на 1 мм больше диаметра [c.65]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...