Определение диаметра болта при

Определение диаметра болта (шпильки). Диаметр стержня болта является основным параметром, определяющим геометрические размеры резьбовых деталей и размеры стыкуемых деталей. Расчет болта будем проводить по максимальному эксплуатационному усилию при работе его в групповом соединении, Р = Рта. Требуемая площадь сечения болта по внутреннему диаметру резьбы [c.355]

Установка патрона на определенный диаметр зажима при работе с твердыми кулачками осуществляется перестановкой кулачков совместно с сухариками относительно рифлений с последующей затяжкой болтов. Комплект твердых кулачков используется при зажиме заготовок по необработанным поверхностям при грубых обдирочных работах. [c.53]

Например, при определении диаметра болта соединения (см. ркс. 4.7) принимают. что внешняя сила F вызывает в наименьшем сечении болта (по внутреннему диаметру резьбы d ) напряжение растяжения [c.50]

Приравнивая выражения (51) й (52), получаем формулу для определения диаметра й болтов, при котором диаметр > фланца получается наименьшим [c.289]

Расчет незатянутых болтов. Наиболее характерным примером таких болтов является резьбовой конец грузового крюка грузоподъемных машин (рис. 157). Гайка свободно навинчивается на стержень и фиксируется шплинтом. Стержень болта нагружается при приложении внешней нагрузки и работает только на растяжение. Расчет сводится к определению диаметра нарезанной части. [c.188]

В настоящей работе изучается случай двойного среза круг-, лого стержня (проволоки) из малоуглеродистой стали. Испытание производится на машине 82-10 или другой разрывной машине с применением специального приспособления (рис. 59), воспроизводящего работу шарнирного болта или заклепочного соединения. Приспособление состоит из двух разъемных частей. -Верхняя часть имеет вид вилки а , нижняя представляет собой полосу б . В обеих частях сделаны отверстия, в которые запрессованы шайбы с калиброванными отверстиями определенных диаметров. При совмещении частей приспособления отверстия равных диаметров совпадают и образец вставляется в отверстие, соответствующее его диаметру, который должен быть подобран так, чтобы обеспечивалась плотная посадка образца. [c.108]

При определении сечения болтов по резьбе необходимо учитывать (см. стр. 179) наличие затяжки. В соответствии с вышеприведёнными обозначениями расчётные зависимости для площади сечения болта по внутреннему диаметру резьбы приведены в табл. 8. [c.199]

Результаты, представленные в долях предела прочности материала при растяжении Ов, показаны на рис. 9.8 для сталей и в абсолютных напряжениях для высокопрочных алюминиевых сплавов — на рис. 9.9. Все приведенные результаты относятся к случаям когда среднее напряжение больше амплитуды напряжений, т. е. когда нет перемены знака в нагрузке. Видно, что для обоих материалов получена исключительно низкая выносливость, показывающая, что ушко весьма чувствительно к действию переменной Нагрузки. Для разрушающего числа циклов, равного 10 типовые значения амплитуды напряжений в поперечном сечении ушка по отверстию для сталей составляют только 47о предела прочности материала при растяжении и для алюминиевых сплавов —около 1,4 кГ/мм (грубо 2,5% предела прочности). Учитывая большой разброс данных, имеющийся всегда при условиях коррозии трения, а также разнообразие конструкций ушков и материала (диаметр болта изменяется от 5 до 70 мм как для стали, так и для дуралюмина), можно сказать, что получено хорошее приведение. Для сравнения с результатами приведения на рис. 9.10 показаны подлинные рассмотренные результаты для алюминиевых сплавов. Имеем очевидное улучшение результатов после приведения. Разброс частично объясняется разными значениями средних напряжений в различных испытаниях. В зависимости от порядка величины среднего напряжения на рисунке приняты различные обозначения точек. Для сталей, несомненно, мало влияние среднего напряжения, тогда как для алюминиевых сплавов определенное, хотя и небольшое, влияние имеется. [c.235]

При действии на консольно закрепленную деталь момента прежде всего необходимо найти рациональное размещение болтов по отношению к действующей нагрузке и соотношение всех элементов стыка. Иногда расположение болтов и их число определяются видом стыкуемых деталей. Так, например, при соединении двух деталей трубчатого сечения стык будет кольцевым, а шаг болтов принимается конструктивно из соображений обеспечения равномерного нагружения фланца. Расчет прочности сводится к определению необходимого диаметра болта, а затем толщины фланца. [c.350]

При большом диаметре болтов и резьбовых шпилек (более 50 мм) затяжку часто производят после предварительного нагрева их стержня до определенной температуры пропусканием через сквозное осевое отверстие струи нагретого воздуха или пара. После остывания в стержне болта возникает необходимая сила затяжки Температура нагрева [c.819]

Величину X измеряют специальным микрометром. Данный метод применяют при сборке ответственных резьбовых соединений (турбостроение, двигателестроение, тяжелое машиностроение). При большом диаметре болтов и резьбовых шпилек (более 50 мм) затяжку часто производят после предварительного нагрева их стержня до определенной температуры пропусканием через сквозное осевое отверстие струи нагретого воздуха или пара. После остывания в стержне болта возникает необходимая сила затяжки Рзат- Температура нагрева [c.350]

При неконтролируемой затяжке большие коэффициенты запаса принимают для болтов малого диаметра, т. е. допускаемое напряжение в этом случае зависит не только от материала болта, ответственности конструкции и прочих обычно учитываемых факторов, но и от диаметра болта. Такой подход к выбору коэффициента запаса (допускаемого напряжения) объясняется тем, что нри неконтролируемой затяжке есть опасность, что болты малого диаметра могут быть затянуты до возникновения в них напряжений, равных пределу текучести (даже при применении нормального, не удлиненного гаечного ключа). Зависимость [о] от диаметру создает определенные затруднения при проектном расчете. Дей- [c.110]

Расчет крепежных резьб должен обеспечить равнопрочность витков резьбы и стержня болта (винта, шпильки). Для резьб, передающих движение (резьб ходовых и грузовых винтов), обычно решающим является не прочность, а износостойкость резьбы нередки случаи, когда именно износостойкость резьбы, а не ее прочность и даже не прочность стержня винта, оказывается определяющим критерием при определении диаметра винта (подробнее об этом сказано ниже — см. стр. 136). [c.120]

Поэтому в целях повышения прочности болтов, а также увеличения срока службы резьбообразующего инструмента величина внутреннего диаметра резьбы болта при изготовлении новым инструментом должна составить среднее значение между размерами, определенными по формулам (9.2) и (9.3). [c.406]

При расчете на прочность или построении профиля резьбообразующих инструментов номинальный внутренний диаметр болта может быть определен по формуле [c.389]

При контролируемой затяжке (что обычно имеет место в крупносерийном и массовом производствах) коэффициент запаса [п1 не зависит от диаметра болта. Для болтов из углеродистых сталей при статической нагрузке принимают I ] = 1,3+2,5 большие значения — для конструкций повышенной ответственности или при невысокой точности определения действующих нагрузок. [c.116]

Предназначена для определения положения плоскости детали относительно оси вращения шпинделя. К торцовой плоскости оправки I притерт с высокой точностью цилиндр 2, равный по диаметру цилиндру оправки. Этот цилиндр удерживается перпендикулярно установленным в торец оправки винтом 3, но в то же время имеет возможность свободно перемещаться в радиальных направлениях на величину до 1 мм (за счет зазора между диаметрами болта и отверстия). Совмещение образующей цилиндра с боковой плоскостью (краем) детали производится при вращающемся шпинделе. В начале соприкосновения образующей цилиндра с деталью цилиндр прекращает вращение вследствие имеющегося биения его относительно цилиндра оправки. При дальнейшем медленном подводе оправки к выверяемой плоскости детали цилиндр не будет вращаться до момента совмещения его оси с осью оправки. Момент начала вращения плавающего цилиндра оправки соответствует точному совмещению образующей цилиндра с выверяемой плоскостью детали. Для совмещения плоскости детали с осью вращения шпинделя достаточно последний переместить на 10 мм в том же направлении по отсчет-ному устройству станка [c.77]

При контроле наименьшего размера 2 (среднего диаметра болта) или наибольшего размера (среднего диаметра гайки) одновременно контролируются ошибки к (шага) и а] и 2 (углов профиля). Они воспринимаются Б известной мере как ошибки формы (профиля). Практически было доказано, что, как правило, каждая из трех величин в первом приближении составляет около /з обш,его допуска 2- Если в определенных случаях необходимо избежать случайного использования всего поля допуска на средний диаметр одного из изделий, то должны быть определены отдельно действительные значения /г, и а. . Обычно достаточен контроль трех главных определяющих параметров йз., к и углов профиля проходными и непроходными калибрами. [c.606]

Приравнивая выражения (171) и (172), получаем формулу для определения диаметра d болтов, при котором диаметр D фланца получается наименьшим [c.293]

Для определения момента затяжки необходимо опустить вертикаль и полученного значения <3,,= 870 кгс на луч выбранного диаметра болта (М12) квадранта С, — и далее спроектировать точку их пересечения на ось М , Для болта М12 при = 870 кгс момент затяжки Л1,.. = = 210 кгс-см. [c.293]

Таким образом, все размеры ушков тяги определены, и можно перейти к определению размеров ушка рычага. Прежде всего под диаметр болта с1б и силу Рт следует подобрать соответствую- щий подшипник (стандартный). Ширина наружной обоймы этого подшипника определит и ширину ушка рычага бр. При-определении размеров и формы ушка рычага в плане следует учесть, что направление действующей на него силы Рт при отклонениях руля изменяется. Это значит, что условие прочности по срезу перемычки должно выполняться во всех отклоненных положениях. Обеспечить это с некоторым запасом по прочности можно с помощью концентричного обвода с перемычкой среза, определяемой из уравнения, соответствующего условию (9.57). В соответствии с этим получаем уравнение [c.297]

Каждому диаметру резьбы болта d соответствуют определенные размеры его головки. При одном и том же диаметре резьбы болта d болт может изготавливаться различной длины /, которая стандартизирована. Длина резьбовой части бол а 4] также стандартизирована и устанавливается в зависимости от его диаметра d и длины / (см. ГОСТ 1798-10). Размеры наиболее распространенных в машиностроении болтов исполнения 1 (см. рис. 301 ) даны в табл. 14. [c.161]

D = 100 мм. При определении коэффициента податливости болта считать его диаметр постоянным d — 20 мм и расчетную длину равной I. [c.79]

Присоединительные размеры диаметры присоединительных отверстий 8 и 10 мм, диаметры центровых окружностей 60 и 100 мм, толщина фланцев 10 мм. Эти данные нужны для определения размеров крепежных деталей — болтов, винтов, шпилек (на чертеже их нет) — и для выполнения под них отверстий в других деталях при монтаже. [c.167]

При определении диаметра ненарезаннои части болта также целесообразно исходить из аналогичных величин полученных на гладких образцах. [c.201]

В целях безопасности необходимо выступающие части болтов сделать потайными. В этом отношении оптимальным креплением является такое, у которого болты затягиваются изнутри корпуса (фиг. 38, б, г). Однако оно может быть применено только в корпусах большого диаметра. При закреплении снаружи болты снабжаются внутренними шестигранниками под торцовый ключ. Эти головки могут быть применены только для корпусов малых диаметров. Другим недостатком их является небольшая долговечность (из-за быстрой разработки шестигранника) и малая надежность крепления. Обычная шестигранная головка обеспечивает более сильное затягивание и не подвергается быстрому износу. Кроме того, она допускает выбор большего диаметра болта. Однако она создает определенные затруднения для устранения выступающих из корпуса частей болто,в.. [c.122]

Каждому диаметру d болта соответствуют определенные размеры его головки. При одном и том же диаметре болт может изготовляться различной длины I, которая также стандартизо-256 [c.256]

Фланцы соединяют на болтах. Концы болтов не должны выступать из гаек более чем на 0,5 диаметра болта, головки всех болтов должны располагаться с одной стороны соединения. У фланцев на вертикальных трубопроводах болты устанавливаются головками вверху, следовательно, гайки навинчивают на концы болтов со стороны нижнего фланца. В обратном порядке располагают болты при установке фланцевой арматуры. Гайки затягивают простым или разводным гаечным ключом (рис. 112), причем затяжку делают в определенной последовательности — попарно крестообразно, чтобы передупредить перекос фланцев. Под парой имеются в виду две гайки, расположенные друг против друга на одной диаметральной линии. [c.193]

Как видно из рис. 64, амплитуда напряжений Са тем меньше, чем меньше действующая на болт переменная нагрузка %Р. Для уменьшения этой нагрузки необходимо уменьшить коэ(Й5ициент внешней нагрузки что, как это следует из формулы (124), достигается уменьшением податливости соединяемых болтом деталей и увеличением податливости болта. Из этой формулы видно, что податливость болта при определенных для него материале и длине увеличивается с уменьшением диаметра стержня болта. Поэтому диаметр стержня болта в ненарезанной части иногда делают равным (0,8+1,05) di (см, рис. 54, в). [c.119]

Для определения диаметра резьбы болта задаются величиной эксцентриситета е. Так, например, при е = 0,5с11, внутренний [c.66]

При соединении стойки с пасынком они подтесываются. Кроме того, в них для болтов, стягивающих проволочные бандажи, делаются врезки (рис. 4-72), ослабляющие опасное сечение стойки, а при коротких пасынках ( 4—4,5 ж) — и опасное сечение последних. Анализ показал, что указанные обстоятельства могут быть учтены при предварительном определении диаметров бревен стоек и пасынков, если принять изгибающий момент на опору от ветра увеличенным на 20—35% и вести расчет по неослабленному сечению элемента. Для сгоек с диаметрами 20—22 см коэффпци ент увеличения момента составляет около 1,25. Высщее значение 1,35 соответствует стойкам с диаметром 18 гж в отрубе и с железобетонными пасынками. [c.162]

Поэтому в целях повышения [фочностн болтов, а также увеличения срока службы резьбообразующего инструмента внутрен-тпгй диаметр резьбы болта при изготовлении новым ииструмея-том должен находиться между размерами, определенными по формулам (198) и (199). [c.289]

Для определения величины диаметральной компенсаций погрешности шага наложим на профиль резьбы гайки, не имеющей отклонений по шагу, профиль резьбы болта, имеющего отклонения по шагу (рис. 61,а). При равенстве средних диаметров резьбы болта и гайки винтовая пара не свинтится из-за перекрытия профилей резьбы. Для свинчивания резьбовой пары необходимо, как видно пз рис. 61,а, уменьшить средний диаметр болта 2 или увеличить средний диаметр гайки D2. Необходимое уменьшение среднего диаметра болта или увеличение среднего диаметра гайки из треугольника ab равно [р = = di— 2 = AP tg(a/2) = 1,732 АР. [c.121]

При конструировании болтовых и заклепочных соединений конструктор завода определяет длину болтов (и резьбы) и заклепок, которые необходимы для составления списка монтажных метизов. Все остальные вопросы должны быть решены в проекте КМ на оонова-нии указаний СНиП П-В.3-72 и ГОСТов (см. табл. 9). При определении длины болта следует учитывать толщину стягиваемого пакета, толщину шайбы (или шайб — рис. 25, в), высоту гайки и свободный конец болта. В соединениях, воспринимающих ударные и вибрационные иагрузки, 1во избежание откручивания гайки дополиительно ставят контргайку (рис. 25, г). Свободный конец болта назначают длиной, равной от половины до целого диаметра болта. [c.24]

Коэффициент трения на опорной поверхности гайки = 0,18 коэффициент трения в резьбе / = 0,15. При определении момента сил трения на опорной полерхностп гайк71 рассматривать ее как кольцо с внутренним диаметром, равным диаметру отверстия под болт (4 = и мм для болта Ml О и = 31 мм для болта МЗО), и наружным, равным размеру гайки под ключ . Допустимы ли полученные напряжения, если материал болтов — сталь Ст.З [c.66]

Для указанных целей разработан прибор Акон-4 , имеющий абсолютную погрешность измерения времени распространения УЗК 0,01—0,03 мкс, габаритные размеры 170Х 280Х 350 мм, массу 7 кг. Прибор разработан на основе унифицированного импульсного ультразвукового дефектоскопа типа УД-ППУ. Параметры контролируемых шпилек (болтов) следующие М18...М140 при отношении длины к диаметру до семи максимальная длина в направлении прозвучивания — до 800 мм, минимальная — 30 мм. Возможная абсолютная погрешность определения напряжений (10- 50) МПа. Прибор позволяет осуще [c.285]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...