Соединения Примеры расчета прочности

ПРИМЕРЫ РАСЧЕТА ПРОЧНОСТИ СВАРНЫХ СОЕДИНЕНИЙ [c.82]

ПРИМЕРЫ РАСЧЕТОВ ПРОЧНОСТИ ЗАКЛЁПОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ [c.151]

Прокладки для уплотнений 158, 159 Проточки кольцевые 181 Проходы условные арматуры, соединительных частей и трубопроводов 386 --гидравлических и пневматических систем 386, 387 Прочность сварных соединений — Примеры расчета 82, 83 [c.554]

Примеры расчета прочности сварных соединений [c.664]

Расчет болтовых соединений сводится к определению расчетной нагрузки для наиболее нагруженного болта. Затем рассчитывают прочность этого болта. Рассмотрим два примера расчета группы болтов. [c.237]

Передаваемый соединением вращающий момент может быть определен по условию прочности на смятие поверхностей контакта. Рассмотрим в качестве примера расчет профильного соединения квадратного сечения (рис. 8.8). Для упрощения расчета предполагаем, что соединение беззазорное и ненапряженное, а возникающие от вращающего момента Т напряжения смятия (давление) распределяются на гранях по закону треугольника (рис. 8.9). Из условия равновесия приложенного к соединению [c.185]

Соединения паяные - Допускаемые напряжения 165 - Конструктивные элементы 162, 163 - Основные типы и их обозначения 161 - Пределы прочности на срез 164 - Сборочные зазоры 163 - Условное обозначение 164 Соединения сварные - Примеры конструирования 136-141 - Расчет прочности 146-151 [c.854]

Расчеты по наименьшему и наибольшему табличным натягам приводят в большинстве случаев к чрезмерно большим запасам прочности соединения и деталей [см. формулы (7.6) и (7.8)]. Так, например, для посадки 0 бО/Г7/и7 (см. рис. 7.10 и пример расчета) наибольший натяг (105 мкм) в два с лишним раза превышает наименьший натяг (45 мкм). Во столько же раз могут изменяться действительные нагрузочные способности соединения и напряжения в деталях. Пределы рассеивания натяга уменьшаются с повышением квалитета точности изготовления деталей. [c.111]

Современные методы расчета конструкций, и в частности метод конечных элементов (МКЭ), позволяют с достаточной полнотой учитывать анизотропию материала при расчетах прочности даже довольно сложных конструкций. В качестве примера приведем расчет напряженного состояния соединения оболочки со сферической крышкой, выполненных из стеклопластика (рис. 3.89). [c.240]

Рис. И. К примерам расчета сварных соединений на прочность

Вторая часть допуска натяга 6Аф, которую обозначим бАз.с, должна обеспечивать запас прочности деталей при сборке соединения. Она необходима в связи с возможным увеличением силы запрессовки из-за перекосов соединяемых деталей, повышения коэффициента трения вследствие изменения шероховатости поверхности деталей, смазки и других причин. Вторая часть допуска натяга всегда меньше первой (см. примеры расчета посадок в гл. 4). [c.49]

Пример. Две планки, соединенные болтом, растягиваются силой Р (см. рис. 84,6) чистый болт вставлен в отверстие без зазора (после развертки). Такой болт называется призонным (калиброванным). В данном случае при расчете прочности соединения не учитывают силы трения, так как затяжка болта не обязательна. Тут болт работает как штифт, а стержень болта рассчитывают по на- [c.114]

Пример комбинированных швов приведен на рис. 4-5, е. Распределение усилий в отдельных швах, составляющих комбинированное соединение, неодинаково. Однако расчет прочности комбинированных соединений производится согласно хорошо известному из курса Сопротивление материалов принципу независимости действия сил. В соединении с лобовыми и фланговыми швами формула прочности следующая [c.50]

Исторически сложилось так, что первоначально разрабатывались методы расчета, которые принимали во внимание какой-либо один, главный фактор. Большинство современных методов расчета построены именно по такому принципу. Например, расчет на статическую прочность по предельному состоянию наступления текучести предусматривает сравнение среднего напряжения с пределом текучести металла без учета концентрации напряжения расчет на устойчивость рассматривает только потерю устойчивости и т. д. Соединение в одном методе расчета двух или нескольких факторов во взаимодействии между собой — явление довольно редкое даже при современном уровне развития науки о прочности. На примере расчетов на выносливость [44] можно видеть, что при учете такого фактора, как нестационарность характера нагружения, потребовалась разработка сложных проблем суммирования повреждаемости, над которыми ученые интенсивно трудятся уже многие годы. Таким образом, одна из основных причин несовпадения расчетной и конструкционной прочности заключается в отсутствии комплексного учета многочисленных, совместно влияющих факторов вследствие сложности построения теории. [c.257]

ПОРЯДОК И ПРИМЕРЫ РАСЧЕТА ФЛАНЦЕВЫХ И БУГЕЛЬНЫХ СОЕДИНЕНИЙ НА ПРОЧНОСТЬ И ПЛОТНОСТЬ [c.93]

В табл. 19, 20, 21, 22, а также в табл. 23 и 24, приведены примеры расчета на прочность фланцев и на плотность фланцевых соединений. Прокладка у фланцевого соединения мм, Ру 160 кгс/см по ГОСТ 12830—67 спиральная, у других соединений прокладки паронитовые. [c.94]

Пример 164. Проверить прочность стального вала (рис. 187, а) диаметром d = 70 мм. Шкивы / и 2 диаметрами Di = D2 = 300 мм соединены с рабочими машинами. Натяжение ведущих ветвей ремней, охватывающих шкивы 1 я 2, Si =2S2"=Sx"=2S2" = 3 кн. Шкив 3, соединенный G двигателем, имеет диаметр >з = 540 мм. Расчет выполнить по третьей теории прочности [а] = 50 н/мм Весом шкивов пренебречь. [c.319]

Болт нагружен только внешней растягивающей силой F (без начальной затяжки). Примером служит болтовое соединение грузоподъемного крюка с нарезанной резьбой (рис. 4.30). В данном случае гайка свободно навинчена на нарезанную часть хвостовика крюка и зафиксирована от самоотвинчивания шплинтом. Опасным является сечение, ослабленное нарезкой. Расчет сводится к определению расчетного диаметра резьбы из условия прочности на растяжение [c.83]

В отличие от предыдущих глав, в которых изложены общие принципы проектирования расчета на прочность и выбора конструктивных параметров пластмассовых деталей, в настоящей главе рассмотрены конкретные примеры применения и расчета пластмассовых деталей и рабочих органов машины, в том числе разъемных и неразъемных соединений, передач, опор, деталей трубопроводной арматуры и уплотнительных устройств. Разумеется, нет возможности охватить здесь проблему во всей ее широте, предполагается, что читатель, овладевший материалом третьей главы, сможет самостоятельно решать многие задачи по конструированию и расчету пластмассовых деталей. Здесь же уделено внимание главным образом таким деталям, которые чаще всего изготовляют из пластмасс, и деталям, конструирование которых связано с особыми моментами. Ни в коем случае нельзя думать, что конструкционные пластмассы применяют только для тех деталей машин, о которых говорится в настоящей главе. [c.143]

Расчет жесткости. В некоторых случаях от конструкции или ее элементов требуется большая жесткость, характеризующаяся способностью конструкции незначительно изменять форму под действием приложенной нагрузки. Требованию большой жесткости должно удовлетворять, например, фланцевое соединение, размеры которого выбирают с расчетом обеспечения его плотности при эксплуатации. Иногда, напротив, конструктивные элементы должны обладать большой податливостью (способностью значительно изменять первоначальную форму без нарушения при этом прочности). Примером могут служить трубопроводы, работающие в условиях самокомпенсации тепловых удлинений и различного вида компенсационные устройства (линзовые и торовые компенсаторы, сильфоны). [c.243]

В четвертое издание учебника по сравнению с предыдущим внесены следующие изменения. Все формулы представлены так, что остаются справедливыми для любой системы единиц физических величин. В справочных данных и примерах расчета используется только Международная система единиц. Расчеты на ресурс распространены на зубчатые (шлицевые) соединения в соответствии с ГОСТ 21425—75 и на клиноременные передачи — ГОСТ 1284.3—80. В расчетах на ресурс зубчатых передач и подшипников качения использована общая методика по типовым графикам нагрузки. Дана современная методика расчета конических передач с круговыми зубьями, Использована теория вероятности при расчетах прессовых соединений, подшипников скольжения и качения, также результаты современных исследований прочности волновых передач и передач Новикова. Внесены изменения в методику изложения некоторых разделов курса. Все эти изменения связаны с быстрым развитием отечественной науки в области машиностроения, которому уделяется первостепенное внимание в планах нашей партии и правительства, в решениях XXVI съезда КПСС. [c.3]

Расчеты по наименьшему и наибольшему табличным натягам приводят в большинстве случаев к чрезмерно большим запасам прочности соединения и деталей — формулы (7.6) и (7.8). Так, например, для посадки 0 60И7/и7 (см. рис. 7.10 и пример расчета) наибольший натяг (105 мкм) в два с лишним раза превышает [c.89]

Изложенные в первых шести главах книги концепции предельных состояний и расчета на прочность в упругопластической и температурно-временной постановке под длительным статическим и малоцикловым нагружением, а так же в усталостном и вероятностном аспекте под многоцикловым нагружением иллюстрируются в последующих четырех главах Примерами расчетов конкретных конструктивных элементов. В соответствии с этим рассматриваются расчеты элементов сосудов и компенсаторов тепловых перемещений с упруго-пластическим перераспределением деформаций и усилий расчез ы циклической и статической несущей способности резьбовых соединений в связи с эффектами усталости и пластических деформаций расчет валов и осей как деталей, работающих, в основном, на усталость при существенном влиянии факторов формы и технологии изготовления, расчет которых основывается на вероятностном подходе для оценки надежности расчет на прочность сварных соединений, опирающийся на систематизированные экспериментальные данные о влиянии технологических и конструктивных факторов на статическую и цикличе-ческую прочность. [c.9]

Расчет ненапряженного болтового соединения. Примером такого соединения является хвостовик грузоподъемного крюка е нарезан ной резьбой (рис. 81). В данном случае гайка свободно навинчена на хвостовик и зафиксирована от самоотворачивания шплинтом, проходящим через гайку и стержень хвостовика. Пренебрегая весом крюка, можно считать, что резьбовой хвостовик нагружается только растягивающей силой (Э, приложенной к крюку. Допуская, что напряжения в опасном сечении хвостовика (по внутреннему диаметру резьбы) распределяются равномерно, определяем внутренний диаметр резьбы Условие прочности на растяжение [c.110]

Расчет ненапряженного болтового соединения. Примером такого соединения является хвостовик грузоподъемного крюка с нарезанной резьбой (рис. 63). В данном случае гайка свободно навинчена на нарезанную часть хвостовика и зафиксирована от самоотворачивания шплинтом, проходящим через гайку и стержень хвостовика. Пренебрегая массой крюка, можно считать, что резьба нагружается только растягивающей силой Р, приложенной к крюку. Статическая прочность стержня с резьбой в связи с объемным напряжением выше (в среднем на 10%), чем гладкого стержня, диаметр которого равен диаметру впадин резьбы 3 (см. рис. 51). Поэтому за расчетный диаметр принимают диаметр больший с1д, а именно с1р = 0,5 с1 + (1 ) й — 0,9Р, где с1— наружный диаметр резьбы, Р — шаг резьбы. [c.70]

На фиг. 200, б приведен пример сопряжения балки двутаврового профиля 0 стойкой при помощи коротких вертикальных швов. Между полками балки и стойкой оставлены небольшие зазоры, которые обеспечивают шарнирность соединения при этом волокна, наиболее удаленные от нейтральной оси, могут свободно деформироваться. Расчет прочности такого рода сопряжения производится на поперечную силу. Сопряжения этого типа применяются в США. В СССР они используются редко, ввиду недостаточно надежного характера его работы. [c.372]

Характерными примерами применения прессовых соединений являются колесные центры и бандажи железнодорожного подвижного состава, центры и венцы зубчатых и червячных колес (рис. 2.10, а), крепление на валу вращающихся колец подшипников качения (рис. 2.10, б, где показано условное изображение подшипника качения и обозначена подшипниковая посадка). В середине прошлого века академиком А. К. Годоли-ным была создана теория расчета артиллерийских стволов, составляемых из нескольких толстостенных цилиндров, соединенных с гарантированным натягом, вследствие чего обеспечивалось значительное повышение прочности стволов. [c.28]

Расчет незатянутых болтов. Характерный пример незатянутого резьбового соединения — крепление крюка грузоподъемного механизма (рис. 3.15). Под действием силы тяжести груза Q стержень крюка работает на растяжение, а опасным будет сечение, ослабленное нарезкой. Статическая прочность стержня с резьбой (которая испытывает объемное напряженное состояние) приблизительно на 10% выше, чем гладкого стержня без резьбы. Поэтому расчет стержня с резьбой условно ведут по расчетному диаметру dp d—0,9p, где р — шаг резьбы с номинальным диаметром d (приближенно можно считать dpKdi). Условие прочности нарезанной части стержня на растяжение имеет вид [c.44]

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]

Расчет посадок с гарантированным натягом. Для повышения долговечности и надежности посадок с натягом их необходимо выбирать не по расчетному натягу Арасч, определенному по воспринимаемой соединением осевой силе или крутящему моменту, а по наибольшему натягу Адоп, определенному исходя из условия прочности соединяемых деталей. Покажем это на примере. [c.362]

При наличии в сплаве различных структурных составляющих (карбидов, интерметаллических соединений), а на поверхности металлов окисных пленок, резкая дифференциация видна еще более отчетливо. Между тем расчет может в лучшем случае дать лишь суммарный эффект, отнесенный ко всей поверхности. Для инженерных расчетов, а также при разработке новых сплавов, весьма важно знать характер распределения коррозии, т. е. по образному выражению Акимова, структуру коррозии . Для иллюстрации этой мысли приведем несколько примеров. Средняя скорость коррозии стали в морской воде определяется цифрой 0,1—0,15 мм год. Такая скорость не представляла бы никакой опасности для морских сооружений, ибо запас прочности, принимаемый в расчетах, например кораблей, обеспечивал бы по крайней мере 20-летпий срок их службы. Между тем, вследствие неравномерности характера коррозии, скорость процесса в отдельных точках достигает 0,4—0,5 мм/год, что и определяет срок службы конструкции в целом. [c.83]

Пример 2.23. Система из трех шарнирно соединенных стальных стержней нагружена, как показано на схеме (рис. 2.68, а). Определить из расчета на прочность требуемые площади сечений стержней, если Рх = Р Р, Рз= 2Р п [а] = 140 н1мм . [c.101]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...