Расчет напряжений в шпильках

РАСЧЕТ НАПРЯЖЕНИИ В ШПИЛЬКАХ [c.377]

Расчет шпилек (болтов), работающих при высокой температуре металла, осложняется явлением релаксации напряжений, которое заключается в том, что с течением времени напряжения в шпильке уменьшаются вследствие ползучести металла. Затяжка при этом уменьшается и фланцевое соединение может стать неплотным. Поэтому периодически через 1—2 года нужно подтягивать шпильки. [c.396]

При расчете плотности принимают закон распределения давления по разъему фланца от усилия одной шпильки, т. е. не учитывается влияние рядом стоящих шпилек, что также приводит к завышению расчетного напряжения в шпильке. [c.380]

Если шпилька будет иметь центральное отверстие, необходимое для прогрева и замера ее удлинения, то его необходимо учесть при определении площади сечения шпильки. По результатам первого расчета изменяют диаметр шпильки и соответственно другие размеры соединения так, чтобы получить напряжения в шпильке на уровне допустимых. Следует стремиться к получению в шпильке напряжений не ниже допустимых для того, чтобы соединение было наиболее легким. [c.387]

И поэтому могут быть исключены из расчета фланцевого сов динения. Действительно, для всех рассмотренных сосудов мО мент, связанный с изгибом шпилек, составлял менее 10% мО мента реакции прокладки F . Однако знать изгибные напряжения в шпильках важно для оценки усталостной прочности. [c.44]

По характеру воздействия сжатой среды конструкции затворов делятся на две основные группы на затворы с принудительным уплотнением, в которых плотность соединения достигается первоначальным затягом резьбовых соединений, создающим необходимое предварительное напряжение в шпильках, и затворы самоуплотняющиеся, когда давление среды способствует лучшему прилеганию поверхностей уплотнения, т. е. повышение герметичности при повышении давления внутри аппарата. Кроме того, для обеспечения надежной плотности соединения самоуплотняющиеся затворы конструируются с таким расчетом, чтобы давление, испытываемое прокладкой, значительно превышало давление в аппарате. [c.14]

Из-за снижения напряжений в шпильках уменьшается удельное давление на прокладку фланцевого соединения и возникает опасность нарушения плотности. Чтобы избежать этого, шпильки после определенного срока работы подтягивают. После каждого последующего подтягивания релаксационная кривая идет более полого и напряжения в шпильках снижаются не так быстро. Время до последующего подтягивания может быть значительно больше, чем до предыдущего. Чем выше рабочая температура, тем ниже релаксационная стойкость стали. Колебания температуры резко снижают релаксационную стойкость, и ее снижение зависит от марки стали, колебания температуры и продолжительности цикла. При расчете деталей, работающих в условиях релаксации напряжений при изменяющихся температурах, следует ориентироваться на верхнюю температуру цикла. [c.138]

Результаты расчетов, выполненных на ЭВМ по указанным выше данным, показали, что напряжения и перемещения в конструкции существенно различаются в зависимости от выбора условий 1-4. Так, в частности, меридиональные напряжения в галтельном сопряжении купола с фланцем крышки на 100 Н затяга каждой шпильки приведены ниже для некоторых сочетаний условий по табл. 4.2. (без учета концентрации) [c.132]

Допускаемую нагрузку на один болт определяют из выражения 6 = 0,785 (d i—бс) [сг], где — внутренний диаметр резьбы болта или шпильки б с — конструктивная прибавка 0,002— 0,001 м [о] — допускаемое напряжение при растяжении. Допускаемое напряжение при растяжении для болтов при расчете фланцевых соединений на условное давление можно принимать меньше предела прочности материала болтов в 5 раз, 6,5 раза и 8 раз, в зависимости от тщательности их изготовления [19]. Число болтов фланцевого соединения, найденное в результате расчета, округляют в большую сторону, принимая кратным четырем. [c.190]

Рассмотрим расчет напряжения изгиба в соединении шпилькой при перекосе опорной поверхности под гайкой на угол а. [c.16]

Выше указывалось, что расчет на прочность групповых соединений сводится к определению напряжений в наиболее нагруженном болте (шпильке) и проверке его прочности. При расчете на [c.46]

Учет продольной жесткости шпилек в затянутом фланцевом соединении (условие 6 но табл. 4). Выше рассматривался расчет конструкции на затяг фланцевого соединения, для которого усилия в шпильках были заданными, и потому податливости шпилек могли не учитываться. Напряженное и деформированное состояние от затяга шпилек считается начальным состоянием для последующих расчетов на внешнюю нагрузку, например затяг нажимных винтов узла уплотнения, внутреннее давление в корпусе, нагрузки от неравномерного нагрева конструкции. При действии этих нагрузок в шпильках возникают дополнительные неизвестные усилия ДЛ , а контактные сопряжения становятся зависимыми аналогично сопряжениям 2/ — 4/ в табл. 1. В сопряжениях и -В и в точке С имеются неизвестные разрывы A Q и AN. Осевое усилие ДЛ создает [c.94]

Сложность формы контура резьбы делает задачу расчета напряжений сложной даже при использовании ЭЦВМ и рассмотрении простейшего случая — осевого растяжения шпильки на свободном от гайки участке, поэтому проведение расчета должно сочетаться с экспериментальными исследованиями напряжений в резьбовом соединении. В этой статье изложены результаты, полученные при моделировании и измерениях на упругих крупных моделях из прозрачного полимерного материала общего и местного напряженных состояний в шпильке и гайке при осевом растяжении резьбового соединения, имеющего указанные выше соотношения размеров. [c.137]

В результате проведенных измерений при прямом просвечивании модели в направлении S (см. рис. 3) определены меридиональные напряжения по ненагруженному контуру в осевой плоскости сечения шпильки и гайки местные меридиональные напряжения ж места их наибольшей величины но дну всех витков резьбы усилия в поперечных сечениях шпильки и гайки в направлении оси соединения распределение нагрузки по виткам резьбы. Кольцевые напряжения определяются с применением дополнительного расчета, как в осесимметричной задаче. [c.141]

Помимо перечисленного выше, в настоящей главе исследуется напряженное состояние в шпильках, влияние трения между верхним и нижним фланцами и обсуждаются некоторые детали прочностных расчетов. [c.9]

Кроме того, в статье обсуждаются влияние трения между верхним и нижним фланцами, напряженное состояние в шпильках, специальные вопросы расчета фланцевых соединений методом конечных элементов. [c.11]

В результате проведенных измерений при прямом просвечивании срезов были определены максимальные меридиональные напряжения во впадинах резьбы шпильки и гайки. По данным оптических измерений с применением расчетного метода, изложенного в работе [8], было проведено разделение напряжений как в осесимметричной конструкции по сечениям, проходящим через первую и вторую нагруженные впадины резьбы шпильки, и определено усилие, приходящееся на первый виток резьбового соединения. Как показали эти расчеты, на первый виток приходится около 10% от общего усилия, растягивающего шпильку, что совпадает с величиной усилия, полученного в эксперименте на модели из материала ОНС. Сопоставление коэффициентов К = сГтах/с ном наибольших напряжений по дну впадин витков резьбы с порядковым номером от 1 до 8, полученных путем измерений на замораживаемой модели 1 из материала ЭД-6М и на модели 2 из оптически нечувствительного материала ОНС, приведено на рис. 1. Номинальное напряжение для шпильки подсчитывается по формуле Сном =-4Р/л с ш и для гайки по формуле о кей = А Р/л — (Ир). На рис. 1 точками I я II обозначены данные, полученные для [c.84]

При расчете, выполненном методом строительной механики, рассматривалась нижняя часть корпусной конструкции при действии усилий затяга в шпильках и реакции фланца крышки 1, дающих Изгибающий момент. Действие этого момента в расчете было принято в виде осевых нормальных напряжений, распределенных по линейной эпюре по торцу фланца. Имея в виду, что шпильки расположены с малыми зазорами, изгибающий момент, создаваемый осевыми силами в шпильках и реакцией фланца, считался в этом расчете равномерно распределенным по окружности. Результаты этого расчета показали, что в сечении фланца плоскостью, нормальной к оси корпуса и проходящей через днище гнезда под шпильку 5, изгибающий момент в меридиональной плоскости со- [c.85]

Принимая во внимание, что соседние шпильки оказывают взаимное влияние друг на друга, и на основании приведенных результатов расчета была выполнена модель, схема которой приведена на рис. 4. Модель представляет собой спрямленную часть 1 фланца корпуса, соответствующую участку с тремя шпильками 2. Модель выполнена в масштабе 1 3с полным геометрическим подобием по резьбовому соединению натуре. В модели площадке контакта между фланцами корпуса и крышки соответствовала площадка опирания 3. К поперечным сечениям фланца, которыми модель выделена из полной конструкции корпуса, кольцевые усилия не прилагались. Изгибающий момент, действующий в сечении, проходящем через днище гнезда под шпильку, создавался парой равных сил, приложенных к выступающим плечам 4 модели, и величина его была равна величине момента, приложенного к торцу фланца. При этом в осевом направлении корпуса дл.ина фланца выбиралась такой, чтобы влияние мест приложения нагрузки и зон концентрации в виде скругленных переходных кривых от плеч к телу фланца на распределение напряжений в зоне гнезда под шпильку было исключено. [c.87]

При расчете напряженного состояния поршней составной конструкции возникает необходимость учета сил, прикладываемых от болтов или шпилек. Для поршней дизелей типа ДЮО расчет производился исходя из напряжения, возникающего в шпильке Ощп = 1800 кгс/см для момента затяжки гаек 10 кгс м (см. рис. 79). Принято, что сила затяжки прикладывается к центрам трех рядов блоков (узлы 85, 103, 117 и др. см. на рис. 66). [c.131]

Рис. 61. Схема к расчету температурных напряжений в болтах и шпильках

В инженерной практике на срез (сдвиг) рассчитывают крепежные детали и соединительные элементы частей машин и строительных конструкций заклепки, болты, шпильки, сварные швы, врубки и т. д. Эти детали или не являются стержнями вообще, или их длина имеет тот же порядок, что и поперечные размеры. Точное решение подобных задач весьма сложно, поэтому применяют условные приемы расчета. При такого рода расчетах исходят из упрощенных схем, определяют не действительные, а условные напряжения. и сравнивают их с допускаемыми напряжениями, найденными из опыта. [c.110]

Зона непосредственного контакта фланцев, воспринимающая усилие затяга шпилек, является одной из наиболее напряженных зон, в которой возникают упругопластические деформации. Они имеют место не только в уплотняющих пластических прокладках, но и в резьбовых элементах (шпильки, гайки, фланец), наплавке и некоторой части основного металла фланцев, расположенных в зоне контакта. Поэтому уточненный расчет контактного взаимодействия элементов узла главного разъема должен проводиться с учетом упругопластического деформирования материала этих элементов. [c.129]

Сопоставление величин коэффициентов концентрации, полз аемых расчетом и экспериментально, для меридионального сечения может служить основанием к предположению, что соседние шпильки, действие которых проявляется в изменении шага резьбы в зоне перемычки рассматриваемого гнезда корпуса, влияют в значительной мере лишь в зоне наибольшего сближения шпилек. Напряженное состояние в других же зонах соответствует напряженному состоянию эквивалентного соединения типа стяжки. [c.169]

Некоторые детали аппаратуры (болты, шпильки, пружины и др.) вследствие повышения пластичности металла при высоких температурах работают в условиях постепенного снижения напряжений, вызванных первоначально приложенной нагрузкой (затягом), при сохранении геометрических размеров (релаксация напряжений). Расчет таких деталей следует производить на предварительную нагрузку (затяг), обеспечивающую на заданный период времени остаточную нагрузку, необходимую для нормальной работы конструкции. [c.39]

Расчет затянутых резьбовых соединений на усталость. Как показывает опыт эксплуатации, около 90 % всех резьбовых соединений разрушается от усталости. Установлено, что осевая сила в резьбовом соединении распределяется неравномерно по длине свинчивания винта с гайкой (или по глубине завинчивания шпильки в корпус). Наибольшая осевая сила в сечении болта — у торца гайки. В этом сечении обычно и происходит усталостное разрушение стержня болта (шпильки). Стержни часто разрушаются в сечении у перехода резьбовой части в гладкую. В этом сечении высока концентрация напряжений. [c.354]

Расчет ненапряженного соединения нагруженного растягивающей силой а (рис. 13.15, а). Сила/ а вызывает в болте (винте, шпильке) диаметром ё. только напряжения растяжения [c.148]

Расчет разъемных станин. Данный расчет сводится к расчету стяжных шпилек и проверке напряжений затяжки в стойках. Задаются числом стяжных шпилек. Обычно принимают четыре стяжных шпильки. Определяют дна,. етр стяжной шпильки в проточке, в с.м, в зависимости от номинального усилия пресса Р , в кН [c.105]

Расчет шпилек (или болтов) заключается в определении сил, приложенных к шпильке напряжений, возникающих в стержне шпильки, и запаса прочности шпильки. [c.131]

Блок выпо.чнен из сплава АЛ5 ( ,= 7500 кгс/мм <То,2сж = 1 кге/.мм 2 = 24-10" ), шпильки - из стали ЗОХГС ( , = 21 000 кге/мм Оа,2 = 90 кге/мм 1 = 11-10" ). Температура блока и шпилек на работающем двигателе 80°С. Требуется найти максимальные напряжения в шпильках и блоке у холодного и горячего двигателя. При расчете см. график на рис. 316. [c.457]

Задачу исследования и расчета резьбового соединения можно разделить на две тесно связанные задачи определение распределения усилий по виткам резьбы и определение распределения напряжений по контуру впадин резьбы. От распределения усилий по виткам соединения зависят максимальные напряжения по дну резьбы, которые в условиях резьбовых соединений, имеющих сложный, резко меняющийся контур с большой кривизной, достигают значительных величин. Особенно опасна концентрация растягивающих напряжений в теле шпильки во впадине первого нагруженного витка, считая от опорной поверхности гайки, где, кроме концентрации напряжений от общего потока растягивающих усилий, возникают растягивающие напряжения от изгиба зуба усилиями, передающимися по контактной площадке между зубьями шпильки и гайки. В резьбе гайки также имеется концентрация напряжений, но так как при нормальной конструкции гайка испьггывает напряжения сжатия, то концентрация напряжений в ее резьбе менее опасна концентрации напряжений в шпильке. [c.155]

Пренебрежение указанными выше факторами частично компенсируется тем, что релаксационная стойкость шпилек (болтов), изготовленных из перлитной стали, как правило, при повторной затяжке несколько повышается. Кроме того, коцечное напряжение в шпильке (напряжение перед перезатяжкой) рассчитывают для условия, при котором давление по разъему с внутренней стороны равно нулю. Можно полагать, что плотность фланца начинает нарушаться с того момента, когда давление будет равно нулю на участке разъема от внутренней поверхности цилиндра до начала отверстий для шпилек. Таким образом, в расчете несколько завышается конечное напряжение в шпильках. [c.380]

Методика расчета разъемных соединений сосудов и аппаратов, работающих под внутренним давлением, дается по нормам 9]. Типовые конструкции соединений показаны на рис. 9.12. Предполагается, что максимальные температуры деталей соединения не превышают значений, при которых начинает проявляться ползучесть их материалов (например, для аустенит-ных сталей макс<500°С для перлитных сталей мапс<350°С). По этой методике определяют усилия начальной затяжки шпилек, усилия в шпильках и на прокладке в условиях эксплуатации, напряжения в шпильках. [c.375]

Изгиб эквивалентной балки, моделирующей болты, учитывается в расчете по двум причинам для точного предсказания реальных деформаций фланцев и возможности сравнения вычисленных и измеренных в эксперименте напряжений в шпильках, связанных с изгибом. При этом должна быть установлена связь поворотов в узловых точках балки с поворотами фланцев. Она задается следующим образом определяются перемещевия узловых точек фланцев (как степени свободы конечных элементов), а перемещения узловых точек балкн выражаются линейным образом через смещение двух соседних узловых точек кольцевых элементов по формулам (см. рис. И) [c.31]

В табл. 5 приведены для сосудов 3 и 4 величины напряжений в шпильках, вызванных растяжением и изгибом шпилек. Для сосуда 3 расчеты по модели жесткого кольца сделаны с учетом и без учета поправки на локальную гибкость> . Изгибные напряжения оь приняты положительными, если они соответствуют изгибу шпилек наружу от оси сосуда. На основании табл. 5.М0ЖН0 сделать следующие выводы. [c.44]

Фланцевое соединение корпуса задвижки отстает в прогреве от проточной части на 150 °С, крышка фланца — на 200 °С, шпильки — на 250 °С. В стационарных условиях температура этих элементов отличается от наиболее прогретой части задвижки на 40—150 °С в зависимости от состояния изоляции. Установка глубинных термопар в шпильки показывает, что при тщательной тепловой изоляции задвижки температура шпилек ниже температуры пара на 35 °С. Все это приводит к самозатяжке соединения, но иногда вызывает столь значительные дополнительные растягивающие напряжения в шпильках, что приводит к их обрыву. При выполнении ремонтных работ затяжка шпилек должна производиться под контролем (например, по шпилькам с индикаторами для измерения их упругого удлинения и последующего расчета напряжений по закону Гука). Для контроля за прогревом элементов задвижек целесообразна установка поверхностных термопар в указанных местах. Изменение температур паропровода, арматуры и параметров наносят на график во времени. [c.280]

Учет местной податливости в зонах контакта. В работе [9] был рассмотрен способ учета местной податливости в узких кольцевых зонах контакта с нераскрытым стыком при расчете конструкции методом строительной механики оболочек и колец. При этом были использованы коэффициенты местной податливости, полученные в [10] численным методом осесимметричной теории упругости. Применительно к корпусной конструкции с фланцевым соединением, содержащим два нажимных кольца, стянутые длинными шпильками, было показано, что пренебрежение контактными моментами приводит к существенному занижению жесткости корпусных оболочечных конструкций и завышению изгибных напряжений в галтель-ных переходах фланцев. Метод учета контактных податливостей для нераскрытых стьпсов, предложенный в работе [9], так же как и полученный в ней вывод о погрешности упрощенного расчета, применимы к рассматриваемой здесь конструкции (см. рис. 2.1). [c.132]

Учет продольной жесткости шпилек в затянутом фланцевом соединении. Выше рассматривался расчет конструкции на затяг фланцевого соединения, для которого усилия в шпильках были заданными, и потому податливости шпилек могли не учитываться. Напряженное и деформированное состояние от затяга шпилек считается начальным состоянием для последующих расчетов на внешнюю нагрузку, например затяг нажимных винтов узла уплотнения, внутреннее давление в корпусе, нагрузки от неравномерного нагрева конструкции. При действии этих нагрузок в шпильках возникают дополнительные неизвестные усилия АР, а контактные сопряжения становятся зависимыми аналогично сопряжениям (см. рис. 3.2). В сопряжениях А к В кв точке С имеются неизвестные разрывы AQ , А и АР. Осевое усилие АР создает в точке С неизвестный внешний изгибающий момент ДЛ1 =ЛРбк> вызванный переносом осевого усилия с радиуса / ш на радиусЛд. При выводе формулы (3.2) было показано, что для определения неизвестных разрывов А , Ад , AAf должны рассматриваться зависящие от них величины Af и Здесь И к - радиальное перемещение нажимного кольца в точке А от распорного усилия AQ , момента АМ , вызванного дополнительным усилием АР в шпильках, и внешней нагрузки . Л/ — изгибающий момент, возникающий после указанного выше переноса усилия АР и равный [c.138]

Блок выполнен из сплава АЛ5 ( j = 7,5-10 МПа ао2сж = 150 МПа j = 24-10 ), шпильки — из стали ЗОХГС (El = 21 -10 МПа = 900 МПа а, = = 11-10" ). Температура блока и шпилек на работающем двигателе 80 °С. Требуется найти максимальные напряжения в шлильках и блоке у холодного и горячего двигателя. При расчете см. график на рис. 479. [c.198]

Система экспериментов на лабораторных образцах в середине 60-х годов была дополнена важными опытами при малоцикловом нагружении на моделях сосудов давления (с толщинами стенок до 70—120 мм), трубопроводах (с толщинами стенок до 20 -ь 30 мм), сварных пластинах с отверстиями и патрубками, болтах и шпильках (диаметром до 75-150 мм). Анализ полученных данных (в том числе с учетом рассеяния результатов испытаний) позволил обосновать запасы по местным упругопластическим деформациям и долговечности. Нормированные расчеты прочности атомных ВВЭР с учетом их циклического нагружения в эксплуатации осуществляются [5, 6] с введением запасов по местным условным упругим напряжениям и n v - по числу циклов до образования трещин (по долговечности). В зависимости от рассчитьтаемого элемента, объема исходной информации эти запасы находятся в пределах 1,25 -г 2 и 3 20 соответственно. В дальнейшем по мере накопления данных о прочности при изотермическом и неизотермическом нагружении с программируемыми циклами нагрузок, деформаций и температур для расчетов было предложено использовать условия линейного суммирования циклических повреждений (для различных режимов эксплуатационного повреждения). [c.41]

В результате довольно сложных расчетов и анализа температурных напряжений, проводимых на-учно-исследовательскими институтами, натурных экспериментов, экспериментов на моделях, а также с учетом опыта эксплуатации устанавливаются критерии безопасного пуска. В большинстве случаев это разности температур Д Г в характерных точках детали по толщине стенки корпуса, по ширине фланца, между фланцем и шпилькой, между крышкой и корпусом стопорного клапана и т.д. В тех случаях, когда измерить и вывести на прибор такие разности затруднительно (например, между поверхностью ротора и его расточкой), задают предельно допустимые скорости изменения параметров пара, омывающего рассматриваемую деталь. [c.348]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...