Головка Расчет на прочность

Расчет резьбовых соединений. Основным критерием резьбовых соединений является прочность. Все стандартные болты, винты и шпильки изготовляют равнопрочными на разрыв стержня по резьбе, на срез резьбы н на отрыв головки, поэтому расчет на прочность резьбового соединения обычно производится только по одному основному критерию работоспособности — прочности нарезанной части стержня, при этом определяют расчетный диаметр резьбы dp [c.377]

Все стандартные болты, винты и шпильки изготовляют равнопрочными на разрыв стержня по резьбе, на срез резьбы и отрыв головки, поэтому расчет на прочность резьбового соединения обычно производят только по одному основному критерию работоспособности — прочности нарезанной части стержня на растяжение. [c.62]

Расчет на прочность кожуха теплообменных аппаратов с плавающей головкой производится согласно подразделу 2.1. [c.468]

Для расчета на прочность болтовых соединений необходимо знать концентрацию напряжений в сопряжении головки со стержнем болта и контактные давления под головкой болта. Эти сведения можно получить из решения осесимметричной контактной задачи о взаимодействии головки болта со стягиваемыми деталями. [c.129]

Заметим, что разрушения стержня у головки встречаются редко (в основном, при нарушении технологии изготовления). Поэтому расчет на прочность винтов в этой зоне не производят. Высоту гайки, определяющую число витков резьбы, воспринимающих нагрузку, назначают из условия равнопрочности резьбы и стержня винта. [c.45]

Расчет прочности резьбы болта и гайки, а также головки болта обычно не производят, а выбирают их по стандарту после определения расчетом на прочность внутреннего диаметра резьбы болта dj, по которому в таблицах ГОСТов и ОСТов находят все необходимые размеры и подбирают гайки, шайбы и, если необходимо, назначают соответствующие средства против самоотвинчивания. [c.110]

Для расчета витков гайки и головки болта на прочность принимаем обозначения [c.111]

Если по расчету на прочность найден диаметр dj = 48,35 мм, то, выбрав по табл. 2, например, метрическую резьбу с крупным шагом (по ГОСТ 9150—59) и округляя в большую сторону до стандартного размера значение (которое в данном случае будет /j =50,046), по справочнику или по табл. 6 для этой резьбы определяем номинальный диаметр М56. Шаг S = 5,5 = 52,428 F = 18,950 см — площадь поперечного сечения. Приняв болт с основной метрической резьбой М56, все остальные его размеры (высоту головки Л, длину I, )азмер под ключ и т. д.) находим в зависимости от принятого стандарта. Размеры гайки находим по стандартам, перечисленным в табл. 5. [c.117]

Расчет валов головки. Валы для зубчатых колес рассчитывают на прочность и жесткость из условия нормальной работы зубчатых колес и подшипников, являющихся их опорами. При расчете на жесткость диаметральные размеры валов получаются больше, чем при расчете на прочность, поэтому в основном валы работают при малых напряжениях. Валы на прочность рассчитывают по формуле [c.199]

Расчет на жесткость. Для большинства деталей автомобильных и тракторных двигателей расчет на жесткость является более важным, чем расчет на прочность. Быстрый износ, заедание и даже поломки являются неминуемым следствием недостаточной жесткости деталей. Так, например, при недостаточной жесткости поршневого пальца чрезмерная овализация его поперечного сечения может вызвать поломку бобышек поршня или поршневой головки шатуна. К сожалению, расчету на жесткость (даже приближенному) пока поддаются лишь некоторые детали двигателя (распределительный вал, головки шатуна, цилиндровые гильзы). На практике необходимую жесткость деталей обеспечивают выбором меньших допускаемых напряжений, что связано в большинстве случаев с увеличением размеров и веса деталей и применением некоторых конструктивных мероприятий (усилительные ребра, пояса и т. д.). [c.51]

При расчете заклепочного шва предварительно определяют размеры площади сечения соединяемых заклепками деталей. В зависимости от толщины этих деталей принимают диаметр заклепок. По диаметру заклепок вычисляют шаг и другие размеры заклепочного шва. Зате.м производят проверочный расчет заклепок на прочность. Толщину соединяемых деталей определяют расчетом на прочность по соответствующим формулам сопротивления материалов. Детали, соединяемые заклепками, в большинстве случаев находятся под действием сил, стремящихся сдвинуть одну деталь относительно другой. Следовательно, если бы соединяемые детали не были сжаты между закладными и затяжными головками заклепок, то заклепки работали бы в поперечном сечении на срез и по поверхности — на смятие. В действительности в заклепочных швах происходит следующее. [c.39]

Основным критерием работоспособности резьбовых соединений является прочность. Все стандартные болты, винты и шпильки изготовляют равнопрочными на разрыв стержня по резьбе, на срез резьбы и на отрыв головки, поэтому расчет на прочность резьбового соединения обычно производится только по одному основному критерию работоспособности—прочности нарезанной части их стержня, при этом определяют внутренний диаметр резьбы 1- Длину болта, винта или шпильки принимают в завнсимости от толщины соединяемых деталей. Остальные размеры деталей резьбового соединения (гайки, шайбы и др.) принимают в зависимости от диаметра резьбы по ГОСТу. [c.53]

В качестве условий для расчета на прочность принимаются для универсальных токарных станков— работа в патроне, для фрезерных — работа резцовой головкой наибольшего диаметра, для сверлильных — сверление в сплошном материале сверлом наибольшего диаметра при этом нижняя часть сверлильного шпинделя (от верхней опоры) должна проверяться на сложное сопротивление при расточке. Проверочные расчеты шпинделей и их опор универсальных токарных станков целесообразно производить в форме определения допустимых усилий резания, в зависимости от положения резца по длине и диаметру изделия (табл. 121). [c.185]

Примечания 1. Отверстия для заклепок и чистых болтов сверленые на проектный диаметр в собранных элементах или в отдельных элементах н деталях по кондукторам, а также сверленые или продавленные на меньший диаметр в отдельных деталях с последующей рассверловкой до проектного диаметра в собранных элементах. 2- [о] — допускаемое напряжение растяжения в конструкции при расчете на прочность по табл. 1.42. 3. Для монтажных заклепок допускаемые напряжения понижаются на 10%, 4. Для заклепок с потайными и полупотайными головками допускаемые напряжения понижаются на 20%. 5. НЛ — низколегированная сталь марок, указанных в табл. 1.1. [c.84]

Ук — вертикальная составляющая нагрузок от несущих канатов от — вертикальная составляющая нагрузок от натяжений в оттяжках Ус — нагрузка от собственного веса в рассматриваемом сечении. Решетку ствола конечных станций кольцевых дорог рассчитывают на сумму перерезывающих сил от ветровой нагрузки, от крутящего момента и от момента на головке. В аварийном случае перерезывающую силу от крутящего момента принимают без ветровой нагрузки. Решетку ствола конечных станций маятниковых дорог рассчитывают на перерезывающую силу от ветра плюс перерезывающая сила от смещения головки при работе дороги. На эти воздействия, помимо расчета на прочность, производят расчет на выносливость. На рис. 300 показана схема конечной станции высотой 120 м кольцевых канатных дорог с хребтовыми отвалами. [c.540]

Головки опор, помимо расчета на прочность, проверяют на выносливость. При этом от воздействия горизонтальных сил трения на башмаках линейных опор крутящий момент на ствол опоры [c.540]

Расчет на прочность проушины и кривошипной головки прицепного шатуна проводится на смятие усилием вспышки и разрыв от силы инерции поступательно- и вращательно-движущихся частей данного шатуна в ВМТ. Тогда имеем следующие расчетные формулы и напряжения для выполненных конструкций. Для головки (фиг. 127) [c.216]

Основным критерием работоспособности крепежных резьбовых соединений является прочность. Стандартные крепежные детали сконструированы равнопрочными по следующим параметрам по напряжениям среза и смятия в резьбе, напряжениям растяжения в нарезанной части стержня и в месте перехода стержня в головку. Поэтому для стандартных крепежных деталей в качестве главного критерия работоспособности принята прочность стержня на растяжение, и по ней ведут расчет болтов, винтов и шпилек. Расчет резьбы на прочность выполняют в качестве проверочного лишь для нестандартных деталей. [c.43]

Особое внимание следует обращать на прочность головки обода диска, учитывая наличие, как правило, относительно малых радиусов закруглений и значительной концентрации напряжений. Поверхность головки не должна иметь глубоких рисок, надрезов и т. д. Должны быть исключены, по возможности, вибрационные нагрузки на головку обода. Материал головки обода диска должен иметь повышенные пластические свойства и высокий уровень ударной вязкости при рабочей температуре. Практика показала, что при соблюдении перечисленных выше условий концентрация напряжений не представляет опасности в головках дисков как с хвостами типа наездник , так и в елочных хвостах (см. гл. И). Средние напряжения в корне грибка обода при номинальной частоте вращения определяются для дисков последней ступени коэффициентом запаса прочности по отношению к пределу текучести /Ст 1,8, при этом для зоны корня грибка обода и для зоны расточки диска необходим также проверочный расчет (или оценка фактического коэффициента запаса прочности) для максимально возможной частоты вращения. [c.270]

При проектировании соединений, использующих заклепки, следует учитывать необходимость снижения напряжений, растягивающих заклепки. Для создания соединений с умеренной прочностью могут быть использованы заклепки из мягких материалов. Так как соединения такого типа используются редко, минимальные гарантированные прочности таких соединений не публикуются. Обычно для конструкторских расчетов закладывается прочность соединения, равная 3/4 от прочности применяемых заклепок. Длина используемых заклепок выбирается исходя из толщины соединяемых материалов, как это показано на рис. 22.5, а. Для всех видов заклепочных соединений толщина расклепанной части должна составлять не менее чем 30 % от диаметра отверстия и быть соизмеримой с толщиной головки заклепки [c.389]

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]

Под действием высоких температур, внутреннего давления газов, усилий, возникающих при затяжке крепежных шпилек (или болтов), а также других нагрузок в головке цилиндров возникают значительные напряжения. В особенности большие напряжения имеют место в стенках камеры сгорания, гнездах выпускных клапанов и местах сопряжения стенок неодинаковой толщины. Вследствие сложности формы головок с расположенными в них перегородками, клапанными патрубками, гнездами для свечей или форсунок, бобышками для шпилек и т. д., а также неточного знания действующих сил определить величину и характер изменения напряжений в элементах головки цилиндров и произвести точный расчет ее на прочность не представляется возможным. На практике толщину стенки камеры сгорания намечают, исходя из эмпирической зависимости бк.с = (1,2 — 1,8)бц, принимая для головок из алюминиевых сплавов большие значения б .с (б — толщина стенки цилиндра). Следует, однако, учитывать, Что излишняя толщина стенок камеры сгорания может привести при высоких температурах к возникновению в них чрезмерных температурных напряжений и даже явиться причиной разрушения головки. [c.125]

Головки блока цилиндров работают в условиях воздействия на них больших знакопеременных нагрузок и высоких температур, вызывающих значительные напряжения. Вследствие сложности конструктивных форм, определяющихся влиянием различных факторов, а также невозможности точного учета всех действующих на головку сил, расчет ее на прочность является весьма условным. В связи с этим в практике двигателестроения при конструировании головок блока основные размеры их принимают по опытным данным. [c.276]

Большой разброс усилий головки весьма нежелателен. При определении технологических возможностей головки должен приниматься нижний предел усилий, а при расчете деталей на прочность — верх- [c.268]

Кривошипная головка шатуна. Размеры кривошипной головки, шатуна определяют в зависимости от размеров шатунной шейки коленчатого вала. Вследствие трудностей учета влияния на прочность кривошипной головки шатуна ряда факторов (непостоянства поперечных сечений вкладышей, бобышек под шатунные болты и т. д.) точный ее расчет практически невозможен. Далее приводятся предложенные Р. С. Кинасошвили [5] условные расчетные формулы, учитывающие основные, влияющие на прочность и жесткость кривошипной головки факторы. Эти формулы дают возможность судить о сравнительной прочности кривошипных головок шатунов с большим основанием, чем другие, ранее применявшиеся формулы. Формулы выведены в предположении, что крышка составляет одно целое с верхней частью головки и вследствие сильной затяжки болтов раскрытие стыка не может иметь места. Распределение давлений на крышку принято косинусоидальным (рис. 369). [c.167]

При расчете отрезных резцов на прочность учитывают, что опасным сечением отрезного резца является место перехода от головки резца к телу. Для резцов с наиболее часто встречающимся соотношением Ь 1 [c.52]

ЧИН — износ головки рельса до предельно допускаемой величины. При расчете рельса на прочность площадь его сечения принимают уменьшенной на величину сод (рис. 105), которая определяется допускаемым износом по высоте головки. [c.116]

Крепление цилиндров осуществляется с помощью анкерных шпилек, которые одновременно обеспечивают нажимное усилие, необходимое для создания уплотнения между цилиндром и головкой. У дизелей давление газов внутри цилиндра при вспышке доходит до 110 атм. Возникающие при этом усилия должны быть положены в основу расчета анкерных шпилек на прочность и цилиндров — на прочность и допустимую деформацию. [c.577]

Покажем, как выполняются указанные расчеты на конкретном примере. Пусть требуется спроектировать головку для сверления на проход четырех отверстий диаметром 11 мм и глубиной 15 мм в заготовке зубчатого колеса из углеродистой стали с пределом прочности = 75 кг мм . Центры обрабатываемых отверстий должны лежать на двух взаимно перпендикулярных осях, пересекающихся на оси зубчатого колеса, и отстоять от этой оси на расстоянии 66 мм. Сверла — из быстрорежущей стали Р9. [c.168]

Наиболее опасным местом штанги с постоянным сечением является не средина ее длины, а сечение, несколько сдвинутое от средины к задней головке, находящееся примерно на расстоянии 5 длины дышла подробнее об этом сказано при расчете дышла на прочность. [c.380]

Расчет. Расчет клинового соединения сводится к проверке прочности его элементов на срез, смятие и изгиб. Диаметр dl головки соединяемого стержня (см. рис. 4.26, а) определяется из условий прочности на разрыв [c.426]

При проектировании и расчете узлов крепления необходимо учитывать ряд особенностей, связанных с передачей на оболочку камеры сосредоточенных сил. Расположение узлов крепления двигателя на камере определяет вид эпюры осевых сил в ее оболочке. Осевые силы оказывают некоторое влияние на общую прочность и жесткость оболочки камеры. Характер изменения осевой силы N по длине камеры при разных вариантах расположения узлов крепления (/— у головки, и — в конце цилиндрической части камеры сгорания и 111 — в зоне критического сечения сопла) показан на рис. 14.1, я. [c.358]

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]

Перечислим целесообразные подходы к расчету на прочность элементов жидкостного двигателя. Камеру сгорания ЖРД на общую несущую способность целесообразно рассчить ать по предельным нагрузкам, не считаясь с местными концентрациями напряжений, поскольку обычно камера сгорания выполняется из достаточно пластичных материалов. Расчет охлаждающего тракта на местные прогибы ведут по допускаемым перемещениям [26]. Критерием работоспособности плоской форсуночной головки является герметичность соединения форсунок с пластинами. Поэтому прочностной расчет плоской головки следует вести по допускаемым деформациям. Относительные удлинения, вызываемые изгибом и нагревом плоской головки, следует сравнивать с теми их значениями (определяемыми экспериментально), при кото->ых нарушается герметичность соединения форсунок с пластинами 26]. Кроме того, если в камере имеются сварные или паяные соединения и если материал в зоне пайки обладает повышенной хрупкостью, то расчет этих соединений в некоторых случаях возможен и по допускаемым напряжениям. [c.359]

Расчет на прочность деталей рулевого привода. Пальцы с шаровыми головками шарниров следует выпускать для новых автомобилей в соответствии с требованиями отраслевой нормали ОН025.197—67, в которой определены основные их размеры [c.335]

При расчете на прочность принято определять концентрацию нагрузки по шнркне зубьев на участке вблизи полюсной линии, т. е. в зоне минимальной контактной выносливости зубьев (см. гл. III). Поэтому в расчетные зависимости вводится жесткость зубьев для случая контакта их в зоне полюса зацепления. Более правильным было бы определять концентрацию нагрузки при положении контактной линии, соответствующем минимальной прочности зуба. Так, например, при расчете прямозубых колес пониженной точности на излом — при положении контактной линии на кромке головки рассчитываемого зуба, в случае расчета точных и тяжелонагруженных прямозубых колес на контактную прочность — при положении контактной линии в зоне однопарного зацепления и т. д. [c.113]

Расче Ты главнейших деталей Основные размеры деталей протезов, подвергающихся в общем значительным уся- лиям, выработались -многолетней практикой ортопедистов. и менее всего являются продуктом технич. расчета на прочность. Только после войны 1914—18 гг. можно наблюдать попытки определить необходимые размеры протезных деталей расчетом. Останавливаясь на протезах ног, мы прежде всего отметим, что скеЛет протеза ноги— шины — работают преимущественно на продольный изгиб. Но расчету они не поддаются, т. к. вместе с другими частями представляют собой сложную систему разнообразных тел металла, кожи, дерева, и для каждого отдельного инвалида в особой конфигурации. Опытом установлен размер шин по сечению 3—4 мм на 20—23 мм для взрослых людей среднего веса. Коленный шарнир м. б. рассчитан исходя из сечения соответствующей шины. Для шарнира врезного, т.е. когда головка одной шины входит в прорезь головки другой шины, мы получаем из условий равнопрочности шарнира и шины толщину щеки шины (фиг. 10) [c.168]

Поверочный расчет на прочность производят только для наиболее нагруженных деталей, какими обычно являются зубчатые колеса и подшипники. Иногда, при неблагоприятном распределении нагрузки, производят проверку прочности шпинделей, валиков, осей, шпонск, соединения ведущего валика головки со шпинделем станка. [c.174]

Уместно заметить, что согласно расчету этого бака, приведенному в Нормах расчета элементов паровых котлов на прочность , величина 2,0 Мн м есть допускаемое давление для цилиндрической части головки такое же давление для обечайки бака составляет 2,1 Мн1м . [c.116]

Запас прочности определяют по наибольшей абсолютной величине Рекомендуется иметь п = 1,8ч-2,0 Кривошипная головка шатуна. Расчет кривошипных головок, которые обычно разрушаются от усталости, носи г сравнительный характер Значения силовых факторов для расчетной схемы, показанной на рнс. 18, в среднем (опасном) сеченнн нижней крышки головки приведены на рис. 19. Здесь Р — сила давления на крышку в начале такта всасывания [c.265]

Расчет размеров сечения державки проведен выше исходя из положения, что опасным сечением является якобы сечение, отстоящее от рершикы на расстоянии I, равном вылету резца из резцедержателя (обычно / (1н-1,5)Я. Однако чаще всего слабым местом является головка резца — в месте выреза под пластинку (см. сечение I—/, фиг. 134), а потому расчет (и проверку) по прочности державки надо вести в том сечении, которое окажется наиболее слабым. [c.175]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...