Болты Соотношения размеров

Вычерчивание вида слева выполняют таким же приемом по тем же соотношениям, а ширину профильной проекции гайки и головки болта, равную размеру под ключ, принимают равной 1,7 . Дуги на боковых проекциях граней гайки и головки чертят радиусом, равным ё. [c.93]

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]

Оптимизация конструкции такого соединения может быть выполнена за счет варианта постановки болтов с зазором и без зазора соотношения размеров а я Ь расположения болтов количества болтов. При этом могут быть два случая размеры кронштейна заданы или подлежат определению. Во втором случае вначале рассчитывают высоту кронштейна по напряжениям изгиба, затем [c.48]

Соотношение размеров соединения, дающее наилучшее распределение нагрузки, можно было бы определить математически, если бы возможно было достаточно точно установить жесткости элементов на участках между болтами. Физическая картина явления позволяет качественно установить выгодные соотношения, что просто вытекает из следующих соображений. Имеются два способа, какими может быть передана нагрузка— или через болты, илд путем трения между контактными поверхностями внутреннего и внешнего элементов. В обоих случаях различие в упругой деформации между внутренним и внешними [c.283]

Конструируя резьбовые соединения, необходимо руководствоваться стандартами и ведомственными нормалями. В соответствующих таблицах находят данные на изготовление резьбовых участков элементов соединений, необходимые размеры для болтов, гаек, винтов и шпилек, допуски на межцентровые расстояния, соотношения размеров диаметров болтов (шпилек, винтов) и диаметров отверстий под них, размеры сбегов и проточек и т. д. В чертежах на крепежные детали оговариваются технические условия, антикоррозийные покрытия, правила приемки и маркировки. [c.195]

На рис. 303, б показано упрощенное изображение того же соединения. Изображение головки болта, гайки и шайбы выполнено по условным соотношениям размеров, приведенным на рис. 303, б, в которых основным размером для расчета является наружный диаметр с1 резьбы болта. Как видно, при таком изображении соединения применяют следующие упрощения, установленные ГОСТ 2.315—68 головку болта и гайку показывают без фасок не показывают фаску также на конце стержня болта и на шайбе не изображают зазор между стержнем болта и отверстием резьбу на стержне болта при изображении соединения в разрезе условно показывают нарезанной на всей длине, а на виде сверху не изображаю вовсе. Внутренний диаметр резьбы при вычерчивании принимают равным 0,85(1 или проводят тонкую сплошную линию, соответствующую внутреннему диаметру резьбы, на расстоянии не менее 0,8 мм и не более шага резьбы от сплошной основной линии, соответствующей наружному диаметру резьбы. [c.297]

Зная общую толщину соединяемых деталей п т и величину отверстия, подбирают по ГОСТу основные размеры ё — наружный диаметр резьбы болта и I— длину болта остальные размеры берут по условным соотношениям, см. рис. 41. [c.188]

Соотношения размеров всех деталей соединения на рис. 103 остаются такими же, как и на рис. 102, но без изображений фасок и дуг окружностей на гайке и головке болта. На сборочных чертежах и чертежах общих видов болтовое соединение изображают упрощенно. Зазоры между стержнем болта и отверстием не показываются. [c.66]

Поэтому в последнее время корпуса выполняют прямоугольной формы с гладкими стенками и с малыми радиусами закруглений. В этом случае фланец по всему контуру корпуса и крышки выступает внутрь. Периметр стенок и масса корпуса при этом возрастают и литейная оснастка усложняется. Однако это окупается при массовом производстве. Такой корпус цилиндрического редуктора показан на рис. 214. Конструктивные соотношения размеров здесь в основном такие же, однако контур корпуса и крышки выполнен в более простых прямых формах, скругленных радиусами закруглений, величина которых указана на рис. 214. Вертикальная и горизонтальная стенки крышки образуют прямой угол с весьма малыми радиусами скруглений. Возможно также их соединение наклонной стенкой (на рис. 214 показано штриховыми линиями). Ширина фланца К определяется, как известно, условием размещения головок болтов и гаек. Поскольку это условие отсутствует, ширина фланца берется здесь несколько меньшей К= 2. .. 2,2)6. [c.237]

Быстрое скрепление секций переносных конвейеров производят замками типа ласточкин хвост или замками, имеющими такое соотношение размеров, при котором для разборки достаточно только ослабить затяжку скрепляющих болтов, после чего секции разъединяются при взаимном повороте в вертикальной плоскости. Другой вид соединения предусматривает установку на торце одной секции двух грибовидных стержней, а на другой — планки, вертикальные пазы которой надеваются на стержни. Поворот секций в горизонтальной плоскости обеспечивается установкой на середине торца одной из них вертикального штифта, а на другой —планки с соответствующим отверстием. [c.70]

Соотношения размеров 227, 233 Болты получистые с шестигранной головкой 242, 243 [c.952]

Болт может быть вычерчен по условным соотношениям размеров по отношению диаметра болта (рис. VI.39) D<=2d Л-0,7й d,-=0,85i/ /о= l,6...2rf г—0,05d R= l,5d Ri — по построению. [c.150]

Нередко соотношение размеров присоединяемой детали таково, что базировать ее по двойной направляющей базе невозможно, а потому вынуждены базировать деталь по установочной и другим базам. Такие случаи имеют место при запрессовке колец подщипников, втулок (см. рис. 2.4.18, м), при навинчивании гаек, завинчивании некоторых коротких винтов и Т.Д. При такой схеме базирования присоединяемых деталей возможно их перемещение в процессе сборки только для компенсации относительных смещений соединяемых деталей. Так как в рассмотренных схемах базирования деталей отсутствуют компенсаторы относительных поворотов, гайку навернуть на болт значительно сложнее, чем винт или болт ввернуть в резьбовую деталь, а запрессовка втулок, заглушек нередко сопровождается смятием кромок и появлением задиров. Повреждения деталей можно уменьшить, если запрессовку втулки производить по вертикали сверху вниз, а корпус или само приспособление базировать таким образом, чтобы установочная база занимала горизонтальное положение на упругих опорах, расположенных на равном расстоянии от оси отверстия в корпусе под втулку. [c.284]

При выполнении сборочных чертежей болты, гайки и шайбы обычно вычерчивают упрощенно, выдерживая соотношения размеров и учитывая диаметр резьбы. На рис. 321 даны эти соотношения. [c.190]

Болтовое соединение выполняют таким образом. В соединяемых деталях сверлят сквозное отверстие, диаметром несколько большим диаметра стержня болта. Сквозь отверстие пропускают болт и стягивают детали гайкой, навернутой на резьбовой конец стержня болта. Чтобы не повредить детали, под гайку подкладывают шайбу. Изображение болтового соединения на рис. 106 выполнено по относительным размерам в долях наружного диаметра резьбы d (стержня болта). Эти размеры определяют по следующим соотношениям [c.74]

Конструктивно фланцы могут выполняться за одно целое с герметичной оболочкой (экраном), быть приваренными к цилиндрической части оболочки или надеваться на нее (накидные фланцы). Конструкции фланцев приведены на рис. 3.15—3.17. Приварные фланцы, показанные на рис. 3.15, используют при давлении до 30,0 МПа и температуре до 500° С, плоские и накидные фланцы, показанные на рис. 3.16 и 3.17, — до 1,6 МПа и температуре до 300° С. Соотношения размеров фланцев, рекомендуемые ОСТ 26-373—71, приведены в табл. 3.8. Диаметры болтов или шпилек и шаг их установки принимают по данным в табл. 3.9, 3.10 и 3.11 в зависимости от размера фланца и давления. Выбор материала прокладок и их размеров может быть произведен по табл. 3.12 и 3.13. Расчет прочности фланцев сведен в табл. 3.14. Ряд коэффициентов и величин, необходимых для расчета размеров фланцев, определяется по рис. 3.18—3.25. Размеры фланцев определяются в соответствии с рабочим давлением. Если оно менее 0,6 МПа, расчет ведется для давления 0,6 МПа. В табл. 3.15 приведены значения вспомогательного коэффициента а, необходимого для расчета нагрузки болтов. [c.151]

При изображении болтовых соединений размеры болта, гайки и шайбы берутся по соответствующим ГОСТам. На учебных сборочных чертежах, с целью экономии времени, болт, гайку и шайбу рекомендуется вычерчивать не по всем размерам, взятым из ГОСТа, а только по его диаметру и длине стержня. Остальные размеры обычно определяются по условным соотношениям элементов болта и гайки в зависимости от диаметра резьбы. На рис. 312 даны эти соотношения. [c.167]

Так же, как и другие крепежные детали (болты, винты, шпильки), заклепки могут быть вычерчены либо по размерам, взятым из стандарта, либо по условным соотношениям, в зависимости от диаметра стержня d. [c.210]

При вычерчивании сборочных чертежей в учебной практике (с целью экономии времени) болт, винт, шпильку, гайку и шайбу можно изображать не по действительным размерам, взятым из справочных таблиц, а по относительным, где все размеры определяются по условным соотношениям к наружному диаметру болта д (см. черт. 233, 235, 237). [c.91]

Для соединений типа фланцевых принимают 6-= (0,7... 0,8) й. Соотношения для стандартных болтов нормальная головка — к — = 0,76, О — (1,8...2)6 уменьшенная — й > 0,56, О = (1,5. ..1,7) 6, Рис. 4. Упрощенное построение по размерам О и 5 из таблиц К, — = 1/45 2 = 4Я1 Яа =. ЗЙ = 3/45. [c.95]

Приведенные соотношения относятся к обычным болтам (и шпилькам) среднего размера. В случае длинных болтов и шпилек запасы резьб следует устанавливать на основе расчета размерной цепи соединения. [c.12]

Разрушение витков резьбы — довольно распространенный вид поломок резьбовых деталей. Основными конструктивными параметрами, определяющими прочность витков, являются диаметр (1 и шаг резьбы Р, радиус впадины резьбы Р, высота гайки Н (длина свинчивания /), соотношение механических характеристик материалов болта (шпильки) и гайки (корпуса). В меньшей степени влияют поперечные размеры гайки (размер под ключ). [c.148]

Понятие эффективности соединения для болта и гайки, подвергаемых усталостной нагрузке, допустим, 10 циклов, полезно как дающее указание о размере возможностей улучшения конструкции- Понятие коэффициента эффективности г] соединения, установленное в разд. 9.4, приводит к соотношению [c.317]

Задача предусматривает изображение болтового соединения по условным соотношениям, получившим широкое распространение в учебной практике. Длину болта следует подбирать на основании размеров соединяемых деталей, а также с учетом рекомендуемой величины выхода стержня болта из гайки (к Ь,ЪЫ). [c.7]

Вычертить соединение деталей болтом М24, используя приведенные условные соотношения. Длину болта I подобрать по ГОСТ 7798—70 исходя из размеров соединяемых деталей (6 = 30 мм, 6i=35 мм). [c.15]

Конструкции направляющих, захватов, ограничителей в бункерах для клапанов и болтов з. гвисят от соотношения размеров стержня клапана и болта и их головки и для каждой детали исполняются по своим чертежам, Чаша бункера для обеспечения надежности работы не должна загру жаться большим количеством заготовок. [c.363]

На рис. 182 показаны соотношения размеров опорных поверхностей под гайки (головки болтов), устанавливаемые в углублениях (рис. 182,7), на бобышках (рис. 182,77) и фланцах (рис. 182,777), обработанных цекова-нием, фрезерованием или точением. [c.82]

Для соединения листов как внахлестку, так и встык, когда соединение осуществляется поперечным рядом болтов, также желательны относительно большие болты. Это существенным образом вытекает из анализа соотношений размеров, так как площадь поперечного сечения болта, а отсюда и преднапряже-ние возрастают пропорционально квадрату диаметра, тогда как площадь сечения нетто листа уменьшается только линейно с увеличением диаметра болта. Поэтому немногочисленные большие болты лучше, чем большое число меньших болтов, имеющих ту же общую ширину пй). Как пример, удовлетворительная усталостная прочность и статическая прочность, равная 90% прочности по спецификации, были получены автором для листов толщиной 0,91 мм и шириной 910 мм, соединенных с двумя стальными наружными листами (Г2,7 мм толщиной) при болтах диаметром 12,7 мм и с шагом 50 мм. [c.292]

Подвеску делают из цепочки нли проволоки. От каждого ввинченного в стену крюка (болта, шурупа) одна ветвь подвескн идет вниз, другая — к переднему краю полк , образ) я треугольник с тем же соотношением размеров, что у кронштейна. [c.158]

Уплотнение упругожесткими (резино-паронитовыми) прокладками как жидких, т ак и газообразных сред, описывается в ряде работ [14—16]. Для систем, жесткость соединений которых сравнима с жесткостью прокладок, принимается механизм контактной проницаемости с учетом незначительных по величине деформаций всех элементов системы. При расчетах исходят из следующего. При начальной затяжке болтов фланцевого соединения усилие затяга создаст начальную нагрузку болтов и прокладки. Их условные напряжения могут быть установлены по размерам и жесткости деталей. Гидростатическая нагрузка рабочей среды Р разгружает прокладки и дополнительно нагружает болты , Соотношение нагрузок на болты Р , на прокладку Рц и гидростатической нагрузки Р следующее [c.228]

Расчетное предельное состояние может наступить вследствие развития пластических деформаций в одних болтах фланцевых соединений, в цилиндрической, либо, наконец, только во фланцевой части вала. Для каждого из перечисленных случаев должны быть найдены предельные значения растягивающей силы Рд и крутящего момента М°кр. Пара наименьших значений этих усилий определяет несущую спсссбнссть вала, соответствующую несущей способности наименее прочного из трех его указанных элементов. При определенных соотношениях размеров вала предельные нагрузки во всех трех случаях могут оказаться одинаксвыми и тогда основные его части обладают равным сопротивлением. Рассмотрим все три случая определения предельных нагрузок. [c.379]

В табл. 10 приведены данные, полученные при обрызгивании 20% раствором Na I пары металлов, состоящей из пластины магниевого сплава и кадмированных стальных болтов. Соотношение площадей в этих опытах изменялось путем применения различных размеров стальных болтов и прокладок из алюминиевых сплавов 52S и 56S. [c.151]

К крепежным деталям относятся болты, гайки, винты, шпильки, шайбы, штифты, шпонки и др. Kf -пежные детали могут быть выч , -чены по размерам, взятым из ста дартоБ, или по условным соотношениям. Последний способ применяется на сборочных чертежах и на чертежах, по которым детали не изготовляются. Условные соотис-шения для всех элементов деталей рекомендуется брать в зависимости от наружного диаметра резьбы d и шага резьбы Р. [c.180]

По принятым значениям измеренных размеров основных диаметров резьбы проверить годность болта и гайки по d и D, и D,, а также вычислить приведенные средние диамегры t/jnp и Oj p (диаметральные компенсации шага fp и половины угла профиля /, принять равными половине неиспользованной части допуска средних диаметров резьб). Начер1ить в масштабе схему полей допусков по средним диаметрам резьб и показать на ней соотношения диаметральных компенсаций A /j, ADj, fp и f, (см. рис. 11.9). [c.143]

Эти соотношения содержались в ОСТ 356 (1928 г.), н хотя этот стандарт давно отменен, его широко нсполыуют в практике. Большее приближение к действительным размерам диаметров гаек, головок болтов и шайб получим, если принять Оя 2й х. 1й и D ,is 2.2d iKl,9[c.259]

В машиностроении, помимо использования общих пропорций компоновки, разработаны определенные соотношения от-дельньпх элементов деталей машин, которые играют далеко не последнюю роль в конструировании. Многие размеры назначаются в зависимости от других. Например, все размеры зубчатых колес выражаются через модуль зацепления, размеры гаек и головок болтов — через диаметр, размеры втулок — через диаметры валов и т. д. [c.249]

Обратимся к рассмотрению желательных соотношений в размерах элементов соединения. Внутренний элемент соединения у болта О несет только нагрузку крайнего болта и, таким образом, напряжен мало. Поэтому можно стремиться сделать нагрузку по возможности большей. Напротив, у болта А внутренний элемент должен воспринимать всю нагрузку, и поэтому здесь нагрузка на этот болт должна быть очень малой, чтобы свести концентрацию напряжений к минимуму. Это связано с тем, что коэффициент концентрации напряжений, вызванный нагрузкой, приложенной к отверстию, больше, чем вызванный нагрузкой, минующей отверстие это виднс из сравнения зна-28.1 [c.284]

Размер резьбы. JПpи исследовании максимальных напряжений для резьбы различных размеров было показано в работе [129], что резьба сравнительно 1малой глубины к по сравнению с диаметром болта — около к В = 0,05 (где В — полный диаметр болта) —дает минимальные напряжения. Соотношение, [c.345]

Смотреть страницы где упоминается термин Болты Соотношения размеров : [c.266] [c.203] [c.265]

Сопротивление материалов (1958) -- [ c.227 , c.233 ]

ПОИСК

Болтая

Болты

Болты рым-болты

Размеры болтов

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...