Определение нагрузки на болты

Расчет фланцевого соединения включает определение нагрузки на болты, числа и диаметра болтов (шпилек), а также выбор прокладки. Расчет проводят на условное давление. [c.189]

Определение нагрузки на болты [c.83]

Очевидно, что при осуществлении первоначальной затяжки болтового соединения силой Q болт будет растянут, а соединяемые детали сжаты. После приложения внешней осевой силы R болт получит дополнительное удлинение, в результате чего затяжка соединения несколько уменьшится. Поэтому суммарная нагрузка на болт Fопределения методами статики не решается. [c.46]

Задача определения внешней силы Р, приходящейся на наиболее нагруженный болт группы с неравномерной нагрузкой на болты, в каждом конкретном случае решается по своему. [c.124]

Можно определить напряжения в конической оболочке и краевые напряжения в зоне сопряжения цилиндрической и конической оболочек под действием усилий и X . Определение их обычными методами строительной механики (методом сил или перемещений) не представляет затруднений. Определение единичных перемещений для ортотропной цилиндрической оболочки рассмотрено в п. 1 гл. II. Из общих уравнений теории ортотропных оболочек можно получить единичные перемещения и для ортотропной конической оболочки. Основную особенность представляет расчет фланцевого соединения, поскольку нагрузка на болты и прокладку, определяющая прочность и плотность фланцевого соединения, зависит от массовой нагрузки и жесткости элементов фланцевого соединения. [c.110]

Расчет группы болтов сводится к определению нагрузки на один наиболее нагруженный болт, который рассчитывается методом, указанным ранее. Различают группы болтов, нагруженных одинаково (фланцы и крышки сосудов под давлением и т. п.) и нагруженных не одинаково (кронштейны и т. д.). [c.531]

В настоящее время разработаны многочисленные приемы выравнивания нагрузки по виткам. Технологически наиболее простой способ — увеличение шага резьбы гайки на 2 — 4% по сравнению с шагом 55 резьбы болта. Кроме того, в соединении предусматривают повышенные радиальные зазоры, обеспечивающие самоустановку гайки относительно болта в плоскости, перпендикулярной к его оси. В свободном состоянии верхний виток болта соприкасается с верхним витком гайки (рис. 365,в) между последующими витками образуются прогрессивно увеличивающиеся зазоры к2, / 3. С приложением нагрузки Р, когда болт растягивается, а гайки сжимаются, витки болта последовательно ложатся на витки гайки (рис. 365, г). Вполне равномерное распределение нагрузки достигается лишь при определенной расчетной величине Р, согласованной с разницей шагов резьбы гайки и болта. Однако и при близких к ней величинах нагрузка на витки распределяется более равномерно, чем в резьбах с одинаковый шагом. [c.518]

Будем говорить, что стержень растягивается, если к торцам его приложены силы, статически эквивалентные одной силе, действующей по оси стержня. Осью стержня мы будем называть прямую, проходящую через центры его поперечных сечений. На рис. 2.1.3 действующие нагрузки показаны в виде сил, приложенных в центрах торцов стержня, но эти сосредоточенные силы здесь совершенно условны. На самом деле нагрузка прикладывается к концу стержня каким-то совершенно определенным реальным способом. На рис. 2.1.4 схематически изображены некоторые из возможных способов передачи нагрузки на стержень. В случае а изображенная сила представляет собою равнодействующую давления со стороны заклепки или болта на стенки отверстия, мы не очень хорошо знаем, как именно распределено это давление. Случаи бив относятся к закреплению концов образца в захватах машины для испытания на растяжение, образец либо зажимается клиновыми губками с насечкой, либо имеет головку. В случае з конец тяги снабжен винтовой нарезкой. На этот конец навертывается гайка, опирающаяся на плоскость плиты, в которой просверлено отверстие для тяги. Усилие передается от гайки к тяге, распределяясь по виткам нарезки. [c.43]

Выбор разновидности болтов производится в зависимости от конструкции соединяемых деталей, требуемой надежности скрепления, точности изготовления поверхностей соединяемых деталей и болта с учетом экономических соображений. Расчет болтовых соединений состоит из определения значения, направления и вида нагрузки, действуют,ей на болт (если она не задана), выбора допускаемого напряжения определения диаметра болта и других его размеров, а также размеров гайки й шайбы. [c.472]

Усилия в болтах при действии растягивающей и изгибающей нагрузок. При рассмотрении условия плотности стыка в предположении о линейном распределении напряжений по плоскости стыка не учитывалась деформация сжатия фланцев. Учет этой деформации несущественен для оценки плотности стыка, но при определении сил, действующих на болты вследствие приложения внешней нагрузки деформации фланцев, она должна приниматься во внимание. [c.51]

Такой расчет проводят при определении сил, действующих на болты в результате приложения изгибающей нагрузки. Напряжения, обусловленное растягивающими нагрузками, находят расчетом по постоянной податливости. [c.56]

Основная задача расчета резьбовых соединений на ударную нагрузку — определение динамической силы, действующей на болт при ударе. Расчет реальных систем на ударную нагрузку связан с большими трудно- [c.67]

Простое соединение, образуемое гайкой и болтом, который нагружен на растяжение, представляет собой одну из наиболее сложных конструктивно-прочностных проблем. При правильной конструкции соединение является очень крепким, но ослабление ее в какой-либо детали может привести к многократному уменьшению прочности. Существует широко распространенное мнение, что болты не следует применять при нагрузке -на переменное растяжение. Пока это, несомненно, верно для отдельных случайных конструкций, однако нет оснований их не применять в определенных условиях соединение шатуна с тягой и цилиндра с днищем — прекрасные примеры успешного применения болтов в условиях тяжелой переменной нагрузки. [c.316]

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]

Допускаемые напряжения на срез и смятие для болтов с поперечной нагрузкой (см. рис. 18), поставленных в отверстия под развертку (т. е. в чисто обработанные отверстия по определенному допуску), при статических нагрузках на срез стержня [т],р<(0,2-0,3)ат, [c.146]

В случаях сложных силовых и конструктивных схем промежуточных деталей параду с аналитическим определением податливости желательно производить измерения, деформации системы. Доля внешней нагрузки, передаваемой на болт, существенно зависит от коэффициента внешней нагрузки х. Обычно стремятся уменьшить этот коэффициент, для того чтобы снизить амплитуды переменных нагрузок на болт и этим повысить его выносливость, если это не идет в ущерб герметичности соединения. Уменьшения коэффициента внешней нагрузки можно добиться уменьшением податливости деталей прокладки или увеличением податливости деталей системы, испытывающих увеличение усилий при приложении внешней растягивающей нагрузки к соединению. Поэтому важно иметь достаточно жесткие промежуточные детали прокладки конструкция, допускающая изгиб фланцев,. является, с этой точки зрения, нежелательной. Напротив, для увеличения податливости системы в нее вводят упругие элементы. На рис. 5 показана конструкция такого элемента. Его податливость может быть [c.349]

На болт шатуна действуют значительные статические напряжения растяжения и скручивания, вызываемые предварительной затяжкой. Кроме того, действует изгибающий момент от допускаемой неточности в перпендикулярности опорных поверхностей головки болта и сопряжённых деталей к оси болта. Напряжения, вызываемые этим моментом," при достаточно жёстких допусках на неточности изготовления незначительны и ими в расчёте. можно пренебречь. Во время работы на болт действует переменная растягивающая нагрузка и некоторый переменный изгибающий момент, вызываемый деформацией головки. Напряжения от этого момента в случае достаточной жёсткости головки невелики определение их возможно только экспериментальным путём. [c.751]

Общие положения приближенного определения осевой нагрузки, действующей на болт, рассмотрим на примере крепления корпуса некоторого агрегата А (например, корпуса редуктора) к основанию В (рис. 11.1, а) с помощью г болтов,равно.мерно распределенны.х по поверхности стыка (фигуры, образованной местами соприкосновения деталей А и В). Центр тяжести этой фигуры (в данно.м случае составленной из четырех прямоугольников) принимаем за начало систе.мы координат с осями х, у, г и за центр приведения сил, -действующих на корпус (рис. 11.1,6). [c.194]

Рассмотрим задачу по определению наиболее нагруженного болта и действующей на него нагрузки на примере рис. 15.12. [c.357]

Полагаем, что основание стойки, поворачиваясь под действием момента М, остается плоским. Задача сводится к определению расчетной нагрузки на наиболее нагруженный болт (и, следовательно, к определению диаметра болтов) и силы затяжки, достаточной для надежного обеспечения плотности стыка. [c.357]

Окончательная затяжка гаек до совмещения рисок гайки и болта производится после разогрева стяжных болтов с помощью пламени горелки через специальные окна в стойках станины. В последнее время для этой цели иногда применяют электроподогрев при помощи специальных нагревательных установок. Для предохранения стоек станины пресса от нагрева, вокруг стяжных болтов в окнах стоек закладывается листовой асбест. Затяжку гаек при разогреве болтов следует производить в определенной последовательности (по диагонали). Разогрев должен быть равномерным в пределах высоты окон в стойках станины общая величина удлинения стяжных болтов от нагрева определяется ориентировочно по норме 0,4 ч- 0,45 мм на 1 метр длины стяжного болта более точно удлинение болтов можно рассчитать исходя из двухкратной номинальной нагрузки на растяжение [1]. [c.205]

Практически во всех шатунных гюд-шипниках современных тракторных и автомобильных двигателей имеются тонкостенные взаимозаменяемые вкладыши, которые устанавливают в кривошипную головку шатуна с натягом, создаваемым за счет удлинения дуги вкладыша на расстояние его сжатия по периметру постели при установке в расточку подшипника и затяжке болтами. Удлинение или выступание вкладыша (АН) нз постели измеряют при приложении определенной нагрузки / , которая обеспечивает прилегание вкладыша к постели и выбор всех первоначальных зазоров (рис. 2.15, е). [c.33]

В зависимости от расположения упругие элементы увеличивают упругость или болтов, или корпуса. Для определения влияния упругих элементов надо прежде всего установить, какие элементы относятся к системе болтов и какие — к системе корпуса. Если приложение рабочей силы Рраб вызывает увеличение нагрузки на элемент, то последний относится к системе болта независимо от того, является ли нагрузка растягивающей или сжимающей. Если же приложение рабочей силы вызывает уменьшение нагрузки на элемент, то последний принадлежит к системе корпуса. [c.411]

Привод станка смонтирован на чугунной тумбе и состоит из электродвигателя, клиноременной передачи со сменными шкивами и горизонтально расположенного шпинделя, на конце которого навинчена фрезерная головка. Последняя имеет двенадцать вырезов, в которых при помощи сухарей и болтов закреплены резцы с пластинками из твердого сплава. Во фрезерной головке предусмотрены две ступени резания. В первой ступени закрепляются шесть резцов по наружному диаметру, равному 440 мм в торцовом направлении резцы устанавливаются по шаблону. Остальные резцы для второй ступени выставляются по наружному диаметру 420 мм, а в торцовом направлении они выдвигаются на определенную величину в зависимости от твердости камня и чистоты обработки относительно первых резцов. Такое расположение резцов позволяет снизить нагрузку на каждый резец. Установочное перемещение фрезерной головки осуществляется маховичком через шестерню и рейку, нарезанную на стакане шпинделя. [c.124]

Для проведения поперечной расцентровки кузова относительно тележек, необходимой при взвешивании и определении нагрузки по осям тепловоза, на торцах стаканов / предусмотрены отверстия с резьбой М36, через которые с помощью технологических болтов устанавливают ползун 6 вместе с кузовом в центральное положение. После взвешивания технологические болты снимают, а отверстия в стаканах закрывают пробками 18. [c.283]

На основании зависимостей (150)—(152) получим окончательно выражение для определения усилия затяжки и полной нагрузки, действующей на болт [c.283]

Иногда для определения дополнительной нагрузки на фланцевое соединение от внешнего изгибаюш,его момента находят дополнительное внутреннее давление р , которое по своему действию на болты эквивалентно действию изгибаюш,его момента М. С учетом уравнения (90) получим [c.86]

При определении опрокидывающего момента необходимо учесть, что момент на быстроходном валу Тс направлен по вращению быстроходного вала, а момент на тихоходном валу T — против вращения тихоходного вала. Определение полной растягивающей нагрузки на наиболее нагруженный болт для характерных случаев нагружения фундаментных болтов рассматривается ниже. [c.228]

Для болта с резьбой М24, имеющего эксцентричную головку, исследовать влияние величины эксцентрицитета на относительную погрешность, получающуюся при определении допускаемой осевой нагрузки без учета кручения. Построить соответствующий график, откладывая по оси абсцисс значения эксцентрицитета (от 0,05 d до 0,8 d через 0,05 d), а по оси ординат погрешность в величине [ V] в процентах. Использовать решение задачи 5.41. [c.75]

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]

Замыкающие пружины располагаются или центрально на оси вращения дисков, или по периферии. В последнем случае устанавливают несколько пружин, расположенных симметрично относительно оси вращения и на равном расстоянии друг от друга, так чтобы их равнодействующее усилие было направлено по оси вращения. Обеспечение этого условия требует достаточно высокого качества изготовления пружин с одинаковой жесткостью и одинаковыми размерами. Регулирование тормозного момента при центральной пружине проще, чем при нескольких пружинах, расположенных по периферии. Применение для тормозов с осевым нажатием тарельчатых пружин весьма удобно оно позволяет получить малые габариты замыкающего устройства при значительной величине усилия. Кроме того, при определенном выбранном отношении свободной высоты пружины к толщине листа, из которого она сделана, можно получить в некотором диапазоне изменения деформации практическую независимость ее от нагрузки, т. е. тарельчатые пружины могут на некотором участке своей характеристики обеспечить практическое постоянство развиваемого ими усилия независимо от величины деформации [103]. Изменением толщины пружины и соответствующей установкой регулировочных болтов эту часть характеристики можно выбрать по максимуму замыкающей силы. При этом изменение деформации пружины вследствие износа накладок не приводит к существенному изменению замыкающего усилия, что устраняет необходимость в регулировании тормоза по мере изнашивания накладок. [c.224]

После определения контактных давлений на стыке при действии внешней нагрузки несложно найти дополнительное усилие в болте [c.144]

Коэффициентом при неизвестных б является относительное перемещение от единичных значений неизвестных. Слагаемые учитывают перемещение от заданной нагрузки (М р) в t-том направлении. В общем виде определение коэффициентов при неизвестных не представляется удобным из-за громоздкости вычислений. Поэтому задача решалась для муфт с определенным количеством болтов. На рис. 3 представлена расчетная схема такой муфты. Ввиду симметрии выделенного участка будем рассматривать лишь [c.49]

В большинстве случаев практики в болтовом соединении имеется несколько болтов, винтов и других крепёжных деталей. Моменты и усилия, нагружающие соединение, создают в болтах в общем случае неодинаковые осевые и поперечные нагрузки, и, поскольку определение последних является необходимым для расчёта болтов, расчёт соединений сводится к последовательному решению двух задач а) определению усилий, действующих на каждый болт соединения, и б) расчёту наиболее нагружённого болта (предполагается, что все болты данного соединения одного диаметра). [c.177]

Так как определение аналитическим методом деформации сжатия стянутых болтами частей головки представляет значительные трудности, Сд следует определять опытным путём. При отсутствии сведений о Сд расчёт болта производят по внешней нагрузке, увеличенной на 10-50%, принимая Ро = (1,1ч-1.5)Р. [c.499]

Определение внещней силы F, приходящейся на наиболее нагруженный болт группы с неравномерной нагрузкой на болты, в каждом конкретном случае производится по-разному. Рассмотрим группу болтов, крепящих стойку к бетонному основанию (рис. 6.31). Силу Q, действующую на стойку под углом а к горизонтали, разложим на две силы вертикальную gsina и горизонтальную Q osa. Под действием силы Q sin а на каждый болт приходится внещняя осевая сила [c.95]

Так как на практике величину затяжки болтов в большинстве случаев не контролируют, то смысл точного расчета теряется. Определение величины расчетной нагрузки Q, по которой следует определясь внутренний диаметр резьбы болта, можно определить, если обозначить через Q — осевую нагрузку болта, сйяу затяжки через Qз , а часть внутреннего давления, приходящегося на один болт, через Ql, то осевая нагрузка на болт [c.112]

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]

Передняя тележка, о которой сказано в дальнейшем, имеет в центральной части своей рамы поворотную люльку, на которую опирается стакан балансира. Этот стакан имеет только вертикальные перемещения в направляющем цилиндре, расточенном в переднем междурамном скреплении (в задней плите буферного бруса). В боковой стенке стакана сделано большое прямоугольное отверстие, в которое заведен передний конец большого балансира. Передний конец балансира через головку шкворневого болта нажимает на дно стакана и таким образом передает нагрузкуша тележку. В средней части балансира, на определенном расстоянии (определяется по закону рычага) от его концов, находится центр качания—опора балансира. Нагрузка на тележку и на передние концы рессор движущих колесных пар передается именно через эту опору. Задний конец балансира соединяется подвеской и поперечным балансиром с рессорами движущих колесных пар. Для того, чтобы можно было несколько разгрузить или, наоборот, несколько догрузить тележку за счет соответствующего изменения нагрузки передних движущих колесных пар, в средней части большого балансира делается не одно отверстие для валика, а три. Опорная при-вертная плита цилиндров, передающая нагрузку на балансир, имеет соответствующие три дыры. Вставляя валик в то или иное отверстие, мы изменяем плечи балансира и тем самым перераспределяем нагрузку между первой сцепной осью и бегунком. [c.470]

После определения усилий несложно произвести расчет методом конечных элементов иапря кенного и деформированного состояния фланцев и болтов ио заданным нагрузкам. Результаты расчета соединения (см. рис. 8.2), стянутого восемью болтами с резьбой М12, ирн Р=120 кН и Qo = 25 кН показаны на рис. 8.5. Несложно заметить, что в зоне сопряжения фланца с трубой имеется концентрация напряжений, которая может быть снижена увеличением радиуса сопряжения. [c.146]

В качестве примера на рис. 152 приведены результаты испытания [65] затянутых болтов, нагруженных пульсирующей растягивающей нагрузкой, при различной шероховатости поверхностей стыков и смазке их. Во всех случаях затяжка болта под действием пульсирующей нагрузки через определенный период уменьшается. При этом интенсивность нарушения стабильности затяжки более заметна в случае грубообработанных стыков со смазкой. " [c.202]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...