Какой болт называется напряженным –

Содержание

Расчет болтового соединения, нагруженного силами, сдвигающими деталь по стыку

Условием надежности соединения является отсутствие сдвига деталей в стыке. Конструкция может быть выполнена в двух вариантах:

Рис. 18.3

.Болт поставлен с зазором. При этом внешнюю нагрузкуFуравновешивают силами трения в стыке, которое образуется в стыке от затяжки болта (рис 18.3).

Условие равновесия

или,

где i – число плоскостей стыка деталей;

f– коэффициент трения;F_тр– сила трения;k – коэффициент запаса:

k=1,21,5 — при статической нагрузке;

k=1,82при переменной нагрузке.

Прочность болта оценивают по эквивалентному напряжению (см. выше).

В болтовом соединении с зазором внешняя нагрузка не передается на болт, поэтому болт рассчитывают только на статическую прочность по силе затяжки даже при переменной нагрузке.

Рис. 18.4

.Болт поставлен без зазора(рис 18.4).

В этом случае отверстие калибруют разверткой, а диаметр стержня болта выполняют с допуском, обеспечивающим посадку типа напряженной (H₇/k₆).

При расчете прочности соединения не учитывают силы трения в стыке, т.к. затяжка болта необязательна. Стержень болта рассчитывают по напряжениям среза и смятия. Условие прочности по напряжениям среза

где i– число плоскостей среза.

Рис. 18.5

Закон распределения напряжений смятия по цилиндрической поверхности контакта трудно установить точно. В значительной степени это зависит от величины натяга посадки, а также от точности цилиндрической формы стержня и отверстия. Поэтому расчет на смятие производят по условным напряжениям. Эпюру действительного распределения напряжений (рис. 18.5,а) заменяют условной (рис. 18.5,б) с равномерным распределением напряжений.

Условие прочности по напряжениям смятия

— для средней детали;

— для крайней детали.

Эти формулы справедливы как для болта, так и для деталей.

Из двух значений _см, в этих формулах расчет прочности выполняют по наибольшему, а допускаемое напряжение определяют по более слабому материалу болта или детали. Сравнивая варианты установки болтов с зазором или без зазора, следует отметить, что первый вариант дешевле второго, т.к. он не требует точных размеров болта и отверстия. Однако условия работы болта, поставленного с зазором, хуже, чем без зазора. Так, например, приняв коэффициент трения в стыке деталей f=0,2, k=1,5, i=1 для болта с зазором получим F_зат=7,5F. Иначе говоря, расчетная нагрузка болта с зазором в 7,5 раз превышает внешнюю нагрузку. Кроме того, вследствие нестабильности коэффициента трения и трудности контроля затяжки рабо-та таких соединений при сдвигающей нагрузке недостаточно надежна.

Расчет болтов, нагруженных эксцентричной нагрузкой

Рис. 18.6

Эксцентричное нагружение болтов возникает при наличии костыльной головки или непараллельности опорных поверхностей деталей и гайки.

Рассмотрим два случая:

1. Поставлен болт с костыльной головкой. В винтах с эксцентричной (костыльной) головкой под действием силыF_затвозникают напряжения растяжения_ри_и(рис. 18.6).

Суммарное напряжение в наиболее опасной точке

Коэффициент 1,3учитывает напряжения кручения стержня болта от момента трения в резьбеТ_р.

Из формулы следует, что с увеличением эксцентриситета е напряжение в болте будет возрастать. При эксцентричном приложении нагрузки суммарные напряжения в болте могут во много раз превышать напряжения растяжения. Например, при эксцентриситете

e=0,5d_p суммарные напряжения_=5,3_p.

В связи с этим следует избегать применения болтов с эксцентричными головками.

2.Опорные поверхности под гайку и головку болта непараллельны (рис. 18.7).

Рис. 18.7

а напряженное состояние винта в первом приближении принимают чистый изгиб, т.к. изгибные напряжения во много раз превышают напряжения растяжения. По заданному углу наклона упругой линии определяем изгибающий момент на винте

где

l – деформируемая длина винта;Е–модуль упругости материала винта;

– момент инерции сечения стержня винта.

Напряжения изгиба в винте (рис 18.7)или

Напряжения изгиба в резьбовой частиили

Для уменьшения напряжений изгиба повышают точность изготовления (вводят допуски на перекосы опорных поверхностей, на биение торца) или применяют специальные конструкции – сферические или косые шайбы.

studfiles.net

Классификация и особенности применения болтов винтов и шпилек / ЦКИ

Основные типы болтов

В соответствии с ГОСТ 27017-86 «Изделия крепежные. Термины и определения» болтом называется крепежное изделие в форме стержня с наружной резьбой на одном конце, с головкой на другом, образующее соединение при помощи гайки или резьбового отверстия в одном из соединяемых изделий. Отметим, что похожее определение в стандарте получает и винт: крепежное изделие для образования соединения или фиксации, выполненное в форме стержня с наружной резьбой на одном конце и конструктивным элементом для передачи крутящего момента на другом.

Полной ясности в вопросе, чем отличается болт от винта, нет до сих пор. Например, иногда признаком болта считают неполную резьбу, хотя существуют болты и с полной резьбой. Если резьба выполнена не по всей длине болта, то диаметр гладкой части стержня примерно такой же, как и диаметр резьбы, измеренный на вершинах ее витков. Но бывают и исключения.

Иногда говорят, что болт должен обязательно иметь шестигранную головку. Но, в то же время, болтами называют изделия с полукруглой и потайной головкой. Рассмотрим наиболее популярные варианты болтов, имеющиеся в ассортименте ЦКИ.

Шестигранная головка производится в нескольких модификациях: основная, с опорным выступом, с буртом, с фланцем.

Болты с шестигранной головкой и основной резьбой разделяют на болты с полной (DIN 933) и неполной резьбой (DIN 931) и мелким и сверхмелким шагом резьбы (DIN 960 и DIN 961).

Отдельно могут быть выделены болты с шестигранной головкой с увеличенным размером под ключ для высоконагруженных предварительно напряженных резьбовых соединений стальных конструкций DIN 6914.

Болты с уменьшенным размером под ключ отличаются разнообразием исполнений.

Наряду с шестигранными головками болты могут иметь полукруглую головку:

низкую с квадратным подголовком (DIN 603) с усом (DIN 607)

И потайную головку:

с усом (DIN 604) с высоким и низким квадратным подголовком (DIN 608)

К таким болтам устойчиво применяется определение «мебельный». Отчасти это объясняется тем, что некоторые из них широко применяются при производстве мебели. При этом усы и подголовки препятствуют проворачиванию изделия при сборке.

Примерами болтов называемых по назначению являются «откидной» и «приварной».

У откидного болта DIN 444 вместо привычной головки расположена втулка со сквозным отверстием – её еще называют кольцом. Как правило, втулка сидит на оси и болт вращается вокруг нее. Толщина кольца и длина резьбы в конструкции могут варьироваться.

Приварной болт вообще мало похож на болт. На месте головы у него расположен маленький цилиндрический выступ. Часто это изделие называют ещё шпилька приварная.

Именно он обеспечивает стыковую сварку болта и основания. Вместо цилиндра с резьбой привариваться могут и другие внешние элементы.

Под формальное наименование «болт» попадают также болты анкерные и призонные.

Анкерные болты предназначены для замуровывания в бетон. Их стержень имеет резьбу на одном конце – том, который выходит наружу. Форма другого конца может быть разной.

Его задача – обеспечить максимальное сопротивление вырыву анкера из основания. Поэтому второму концу придают расширяющуюся форму. При установке болта эта часть опускается в шурф и заливается бетоном.

Призонный болт – это болт, диаметр гладкой части стержня которого обеспечивает его установку по посадке без зазора в точно обработанное отверстие. Для этого резьбовая часть исполняется заведомо меньшего диаметра.

«Призонный» болт DIN 609 — это искаженное «прецизионный», то есть высокой точности. Также в качестве призонных применяются «Болты с шестигранной уменьшенной головкой класса точности А для отверстий из-под развертки. ГОСТ 7817-80».

Технология производства болтов

Наиболее распространенная технология производства болтов представлена на рисунке ниже.

Классификация винтов

Рассмотрим теперь винты, имеющиеся в ассортименте ЦКИ. Самая большая группа из них – винты общего назначения. Это с ними мы встречаемся ежедневно в быту и на производстве. Все они имеют стержень с полной резьбой (хотя бывают и исключения) и головки различной формы. На головках имеются шлицы или углубления под ключ разного типа.

Другая большая группа винтов – винты установочные. Название пошло от их назначения. В своем большинстве они предназначены для точной установки и фиксации деталей в механизмах. Для этого на своих концах они имеют различные выступы или углубления.

По ГОСТ 12414-94 (ISO 4753:1999): «Концы болтов, винтов и шпилек. Размеры» предусматриваются следующие концы установочных винтов:

Привод крутящего момента осуществляется следующими элементами:

В сводной таблице представлены реально существующие, наиболее распространённые сочетания головок и концов установочных винтов с указанием стандарта DIN.

Мебельные винты представлены двумя изделиями:

Группа винтов имеет головки в форме крючков и петель разного вида:

Винт-барашек DIN 316 представлен двумя модификациями, отличающимися формой крылышек. Более остроконечные относятся к т.н. «американской» форме.

Классический винт-барашек «Американская» форма винта-барашка

Резьбонарезающий винт DIN 7516 имеет конец в виде метчика, которым он нарезает метрическую резьбу в предварительно высверленном отверстии.

Что касается головок, то их используется довольно много:

АЕ – цилиндрическая головка со сферой и крестообразным шлицем;
DЕ – потайная головка с крестообразным шлицем;
ЕЕ – полупотайная головка с крестообразным шлицем;
А – шестигранная головка;
ВЕ – цилиндрическая головка с прямым шлицем;
FЕ – потайная головка с прямым шлицем;
GЕ – полупотайная головка с прямым шлицем.

Еще один винт, самостоятельно образующий резьбу – DIN 7500 выдавливает ее в первоначально нанесенном гладком отверстии. Это удобно при установке изделий в условиях односторонне доступом и существенно увеличивает плотность соединения, особенно с металлическим листом. Его конец имеет форму трехгранного стержня с заходной частью и плавным сбегом резьбы.

Виды шпилек

Шпильки – еще одно крепёжное изделие из стержня с наружной резьбой, образующее соединение при помощи гайки или резьбового отверстия. В отличие от болта или винта шпилька не имеет головки, но зато имеет два резьбовых конца, или даже сплошную резьбу по всей длине стержня.

Шпильки широко используются при глухих посадках. Естественно, что при этом длина ввинчиваемого конца строго регламентируется. В соответствии с ГОСТ она может составлять только 1; 1,25; 2; 2,5 от диаметра резьбы. Длина второго конца в сумме с длиной безрезьбового участка может изменяться в широких пределах.

Кроме того изготавливаются шпильки с равными длинами резьбы на концах, а также со сплошной резьбой.

Шпильки по DIN 975 и DIN 976 – это наиболее распространенные варианты. По сути это просто длинные шпильки со сплошной резьбой: их длина обычно составляет 1 или 2 м (но бывают и 3 и 4 метра). Основное отличие в том, что DIN 976 может быть разной длины, а DIN 975 только 1 или 2 м. Подробнее о шпильках и их особенностях можно ознакомиться у нас в блоге. Отметим, что для удобства работы штанги в зависимости от материала и класса прочности маркируются окрашиванием торцов. Ниже приводится таблица применяемых цветов.

Класс прочности	Цвет
4.8	без цвета
5.6	коричневый
5.8	синий
8.8	жёлтый
10.9	белый
12.9	чёрный
А2-70	зелёный
А4-70	красный

cki-com.ru

Вопрос 27. Виды болтов, применяемых в металлических конструкциях. Болтовые соединения. Заклепочные соединения. Болтовые соединения

В соединениях металлических конструкций применяют болты грубой и нормальной точности, повышенной точности, высокопрочные и анкерные.

Болты грубой, нормальной точности

Эти болты ставят и отверстия на 3 мм больше, чем диаметр болта, благодаря чему он легко устанавливается даже при небольшом несовпадении центров отверстий. Этим определяется преимущественное применение болтов грубой и нормальной точности в монтажных фиксирующих соединениях при работе на растяжения. При взаимном сдвиге соединяемых элементов эти болты дают довольно деформативное соединение, так как диаметр отверстий существенно больше диаметра болтов, поэтому их иногда называют черными.

Болты повышенной точности

Диаметр отверстий для этих болтов принимается равным их диаметру (без плюсовых допусков для болта и минусовых допусков для отверстия не допускается). Поверхность ненарезной части болта и поверхность отверстия должна быть гладкой. Болты в таких отверстиях «сидят» плотно и хорошо воспринимают сдвигающие силы; однако недостаточно сил, стягивающих пакет, ухудшает его работу по сравнению с соединениями на высокопрочных болтах или на заклепках.

Болты повышенной точности обеспечивают плотное малодеформативное соединение – их называют чистыми болтами. Сложность изготовления и постановки болтов повышенной точности привела к тому, что соединения на таких болтах применяется редко.

Высокопрочные болты

Изготовляются из углеродистой стали 35 или из легированных сталей 40Х , 40ХФА и 38ХС и термически обрабатывают уже в готовом виде. Высокопрочные болты, как и болты нормальной точности, устанавливают в отверстия диаметром на 3 мм большие, чем их диаметр, но их гайки затягивают тарировочным ключом, позволяющим создавать и контролировать большую силу натяжения болтов. Такая сила натяжения болта плотно стягивает соединяемые элементы и обеспечивает монолитность соединения. При действии на такое соединение сдвигающих сил между соединенными элементами возникают силы трения, препятствующие сдвигу этих элементов относительно друг друга.

Таким образам высокопрочный болт, работает на осевое растяжение, обеспечивается передачу сил сдвига трением между соединенными элементами, именно поэтому подобное соединение часто называют фрикционными. Для увеличения силы трения поверхностей элементов в месте стыка очищает от грязи, масла, ржавчины, и окалины.

Анкерные болты

Применяют для крепления баз (башмаков) колонн и стоек к фундаментам.

Заклепочные соединения

Применяются с начала позапрошлого столетия; они надежно работают при статической и динамической нагрузках. Однако перерасход металла в соединениях и их большая трудоемкость по сравнению со сваркой ограничили область применения.

1 – замыкающая головка; 2 – закладная головка

1) – с полукруглой головкой; 2) – с потайной головкой; 3) – с полупотайной

Заклепки в стальных конструкциях различаются по форме закладной и замыкающей головок. Замыкающая головка образуется деформированием выступающей части стержня заклепки. Клепка может выполняться горячим и холодным способом.

При горячем способе замыкающая головка образуется в нагретом до температуры примерно 800-1000°С, стержне с помощью пневматического молотка.

При холодной клепке замыкающая головка образуется в ненагретом стержне при помощи мощных клепальных скоб. Сила, стягивающая пакет, при холодной клепке в 2-3 раза меньше, чем при горячей, так как пакет сжимается только усилием клепальной скобы; в процессе горячей клепки заклепка при остывании укорачивает и плотно стягивает пакет (растягивающие напряжения в заклепки достигают 10-15 кН/см.

В конструкциях из алюминиевых сплавов также применяют болты нормальной и повышенной точности. Их изготовляют из алюминиевых сплавов; форма и размеры их такие же, как и у стальных.

Высокопрочные болты для конструкций из алюминиевых сплавов изготовляют из стали. При постановке высокопрочных стальных болтов недопустим непосредственный контакт стали и алюминиевых сплавов, так как в местах соприкосновения возникает интенсивная электрохимическая корразия. В этих случаях шайбы высокопрочных болтов должны быть кадмированы или оцинкованы, а часть стержня болта, находящаяся в соединяемом пакете, обмотана изоляционной лентой (или кадмирован, или оцинкован весь болт).

studfiles.net

Болты Напряжение при затяжке — Энциклопедия по машиностроению XXL

Сравнивая это выражение с уравнением (137), находим, что напряжения составляют только -g-g- = 0,65 величины напряжений при затяжке со скручиванием болта. [c.402]

Другой способ заключается в снижении коэффициента амплитуда напряжений путем наложения постоянной нагрузки. Как видно из диаграммы Смита (см. рис. 164), повышение среднего напряжения цикла существенно увеличивает предел выносливости. Этот прием широко применяют в конструкции циклически нагруженных болтовых соединений, придавая болтам предварительную затяжку. При затяжке достаточно большой величины удается практически полностью устранить циклическую составляющую и сделать нагрузку статической. [c.315]

Напряжения кручения возникают только при затяжке и в дальнейшем исчезают в результате упругой отдачи болта. Поэтому при расчете стяжных соединений на длительную прочность напряжения кручения обычно не учитывают, ограничиваясь расчетом болта на растяжение силой Р [формула (135)], за исключением специальных случаев, например при посадке на тугой резьбе, когда при затяжке возникают высокие скручивающие напряжения. [c.422]

Напряжения в болтах при затяжке стандартны.мн ключами, кгс/мм2 [c.423]

В элементах статически неопределимых конструкций могут существовать усилия и напряжения при отсутствии внешней нагрузки. Эти усилия и напряжения, называемые начальными (монтажными), появляются при сборке конструкции. Начальные напряжения или создаются с определенной целью (например, затяжка болтов, прессовая посадка), или возникают вследствие неточного изготовления отдельных элементов конструкций. [c.146]

Коэффициент вариации напряжений начальной затяжки V, зависит от способа контроля затяжки. При затяжке динамометрическим ключом разброс ее составляет (25…30)%, Оз = 0,08 при затяжке по углу поворота гайки разброс 15%, ), = 0,05 при контроле затяжки по деформации тарированной упругой шайбы разброс 10 %, и., = 0,04 при контроле по удлинению болта разброс (3…5) %, [c.119]

При затяжке болт работает на растяжение и кручение. Его прочность оценивается эквивалентным напряжением (см. формулу (3.28)1. Расчетные формулы [c.291]

Стальной болт длиной 160 мм при затяжке получил удлинение А/ = 0,12 мм. Чему равно напряжение в болте, если модуль упругости материала Е = 200 ГПа [c.114]

Несущая способность элементов конструкций по сопротивлению усталости при циклическом нагружении рассматривается в свете вероятностных представлений о возникновении разрушения и об уровне действующих переменных напряжений. При этом следует иметь в виду основные условия нагруженности изделий и их элементов. Многим из них свойственны стационарные режимы переменной напряженности, уровень которой в пределах большого парка однотипных конструкций и их деталей от изделия к изделию меняется, причем отклонение уровней носит случайный характер. Примером таких деталей являются лопатки стационарных турбомашин. Условия возбуждения колебаний этих деталей в однотипных машинах зависят от изменчивости условий газодинамического возбуждения и механического демпфирования, уровня частоты собственных колебаний и эффекта их связности в роторе с лопатками (что обычно является результатом технологических отклонений). Подобные условия имеют место и для многоопорных коленчатых валов стационарных поршневых машин при укладке их на не вполне соосные опоры, для шатунных болтов из-за неодинаковости их монтажной затяжки и т. д. [c.165]

Пример 2. Определить удлинение болта (см. пример 1) при затяжке его до напряжения Оо = 0,8 при = 500 МПа. [c.179]

Нормальные напряжения в болте при затяжке [c.507]

Влияние кручения при затяжке болта учитывают увеличением силы Fq в 1,3 раза. Прочность болта оценивается эквивалентным напряжением по формуле (4.15). Расчетные формулы [c.88]

Пример 4. Стальной болт длиной 160 мм при затяжке получил удлинение Д/= 0,12 лл . Модуль упругости материала . = 2 Ю к /сл . Определить напряжение в болте. [c.26]

Потребную величину силы затяжки Р, выбирают по условиям герметичности и отсутствия смятия деталей в стыке. Допускаемое напряжение при контролируемой затяжке (например, путем применения динамометрических ключей) принимают [ст] = 0,60 . При неконтролируемой затяжке для болтов с наружным диаметром резьбы от 6 до 16 мм а] = (0,2 -г 0,25) Gj, от 16 до 30 мм — [а] = = (0,25 -ь 0,4) Уменьшение значений допускаемых напряжений для болтов малых диа- [c.232]

Описанную методику нагружения моделей равномерным внешним давлением можно применять также для изучения концентрации напряжений в конических потайных головках болтов от действия бокового давления на головку при затяжке болта. Она позволяет выбрать форму вершин пазов в головке под затягивающий инструмент, обеспечивающую наименьшую концентрацию напряжений [91]. [c.53]

Материал для деталей машин выбирают с учетом ряда факторов и в первую очередь степени и условий нагружения деталей. На статическую прочность работает сравнительно мало деталей. К ним относятся детали с большой начальной затяжкой (большинство крепежных болтов, заклепок, детали котлов и резервуаров высокого давления). Допускаемое напряжение при статической нагрузке, как правило, выбирают в зависимости от предела текучести (для хрупких материалов — от предела прочности). [c.223]

Величина а поворота гайки после нагрева, получаемая из расчета дополнительного удлинения болта (обычно около 0,15 мм на 100 мм длины I, фиг. 31), измеряется по наружному диаметру гайки. Практически величина тепловой затяжки болтов и шпилек разъема цилиндра примерно в 2 раза превосходит приведенную величину. При этом напряжения не выходят из допускаемых пределов, так как часть напряжения снимается вследствие происходящего при затяжке выдавливания мастики из разъема цилиндра. [c.221]

Необходимо отметить, что создание чрезмерно больших натягов недопустимо, так как это может вызвать в материале вкладышей напряжения, приближающиеся к пределу текучести. Кроме того, если допустить, что высота двух половинок вкладыша превышает необходимую, то при затяжке шпилек или болтов половинки вкладыша в стыках деформируются (см. рис. 271, в). При этом шейка вала может соприкасаться с поверхностью вкладышей, удельное давление резко увеличится, что приведет к быстрому нагреву и разрушению антифрикционного слоя. Чтобы не допустить этого явления, концы вкладышей делают обычно тоньше на 0,03—0,05 мм, чем в среднем сечении. [c.324]

Номинальные напряжения в опасных сечениях детали. По действующим внешним нагрузкам (силы инерции масс, поступательно движущихся и вращающихся) и удлинению при затяжке определяются Р = 1020 кГ — максимальная инерционная сила, действующая на болт Г = 6500 кГ — сила предварительной затяжки, определяемая по формуле [c.476]

В отечественных Правилах Госгортехнадзора СССР, так же как и в аналогичных Правилах технадзора промышленно развитых стран, область применения материалов для изготовления объектов котлонадзора определяется по рабочему состоянию. Как известно, на детали котлов и трубопроводов пара и горячей воды Правила Госгортехнадзора СССР распространяются при условии, что давление рабочей среды (пара) в них превышает 0,07 МПа или температура воды выше 115°С. Следовательно, для определения области применимости достаточно регламентировать верхнюю границу допустимого применения по давлению и по температуре. Требования к качеству металла и полуфабрикатов также определены из условий обеспечения надежной и безаварийной эксплуатации рассматриваемых деталей при их работе, т. е. в нагруженном состоянии и прежде всего при максимально допустимых параметрах пара и горячей воды. Исключением здесь являются фланцы и детали крепежа, которые следует считать нагруженными и при отсутствии давления рабочей среды, так как в них сохраняются значительные напряжения от затяжки болтов (шпилек). [c.64]

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]

Шпильки и болты высокого давления работают в условиях значительной предварительной затяжки креплений (которая часто бывает очень неравномерной). Кроме того, они могут испытывать дополнительные напряжения при неуста-новившемся состоянии во время прогрева паропровода. Первоначально эти напряжения вызывают в теле шпильки упругую деформацию. Но с течением времени при высоких температурах под действием ползучести упругие деформации частично переходят в пластические. [c.28]

Можно подложить под гайки стяжных болтов конические упругие шайбы. При затяжке болтов целесообразно следить с помощью тензометров, наклеенных на болты, за напряжением, возникающим в них, добиваясь одинаковой величины напряжения во всех болтах. [c.123]

Напряженное соединение. Болт нагружен только усилием затяжки. Примером может служить болт, поставленный с зазором в соединение, находящееся под действием поперечной (по отношению к оси болта) силы (рис. V-4). При затяжке болт, кроме растяжения, испытывает кручение. Упрощенно он рассчитывается только на растяжение эквивалентное растяжение равно напряжению растяжения (вызываемого затяжной силой Q), умноженному на коэффициент Кз, величина которого зависит от параметров резьбы и коэффициента трения. Для болтов с метрической резьбой в среднем = 1,3. Таким образом, условие прочности затянутого болта может быть выражено таи [c.235]

Вероятность деформации при монтаже возрастает с применением фланцевых соединений. Необходимо позаботиться о том, чтобы средняя окружность фланцевых болтов была достаточно удалена от внешней окружности уплотнительных колец или чтобы местные деформации при затяжке болтов не передавались на них. Если фланец прижимается болтами в осевом направлении, то нужно проследить за качеством обработки поверхностей фланца и корпуса, чтобы волнистость их не привела к местным напряжениям в ответственных местах корпуса. Перед окончательной обработкой деталей необходимо снять остаточные напряжения. Вредное влияние напряжений, возникающих под воздействием температур и давлений, может быть уменьшено в тщательно продуманных конструкциях. [c.116]

Третий параметр представляет собой разность линейного расширения материалов болтов и фланцев, например, при затяжке алюминиевых фланцев стальными болтами. При нагреве расширение алюминиевого фланца сдерживается стальными болтами с одной стороны и прокладкой с другой. Прокладка оказывает сопротивление дополнительному сжатию, возникаюш,ему от расширения фланца, и поэтому нагрузка на болт возрастает. Следовательно, при нагревании герметичность соединения повышается, при охлаждении затяжка фланцев ослабевает. Изменение напряжений в болтах пропорционально разности температур и толщине алюминиевого фланца. Прокладка, подвергаемая подобным термомеханическим эффектам, должна выдерживать колебания усилия сжатия не проявляя при этом тенденции к выдавливанию. Выдавливание прокладки, как правило, указывает на снижение усилия затяжки. [c.217]

Подсчитать общую площадь сечения болтов Ад по допускаемым напряжениям при начальной затяжке Sg [c.290]

Фундамент редуктора должен быть прочным, жестким и при работе не допускать прогибов, смещений и нарушения центровки валов. Опорная плоскость корпуса редуктора должна равномерно и плотно прилегать к фундаментной раме и прочно закрепляться к ней. При затяжке фундаментных болтов нельзя допускать возникновения внутренних напряжений и деформаций в корпусе редуктора и нарушения центровки валов. [c.197]

Плотность фланцевого соединения должна сохраняться длительное время без дополнительной затяжки. Вследствие релаксации напряжений при высокой температуре это является трудной задачей. Условиями ее решения являются достаточные прочностные свойства материала шпильки при высокой температуре отсутствие дополнительных напряжений, в том числе минимальных, при пуске благоприятная форма шпильки высокий начальный на. яг болтов. [c.219]

В табл 19 приведены данные тензометрических замеров, проведенных НЗЛ, при соединении жесткой муфты роторов газотурбинной установки ГТ 700-4 (излом и не-соосность — нулевые). Как видно из таблицы, при субъективно равномерном обтягивании трех из шести болтов напряжения в болтах и усилия затяжки относятся как 1 4,3 8,6. Практикой замечено, однако, что по мере увеличения излома, осей величина биения возрастает [c.130]

Кривые изменения коэффициента kf в зависимости от й X Р при различных коэффициентах трения /р даны на рис. 2.6. Можно отметить малое влияние шага резьбы на значение kf. При ориентировочных подсчетах момента, закручивающего тело болта (шпильки), можно принять /р = 0,20, что соответствует (см. рис. 2.6) значению kf 0,12. Установим соотношение между касательными и нормальными напряжениями в стержне болта при затяжке резьбового соединения. Если на стержень действует крутящий момент Г, то максимальное напряжение в упругой области (рис. 2.7, а) [c.20]

В пенагруженвых соединениях (стыки крышек, ненесущих частей корпусов и др.) сила затяжки болтов (или шпилек) определяется условием плотного соединения стыков и нерасхождсния их при возможных деформациях системы и ослаблении затяжки в результате происходящего с течением времени сминания витков резьбы и опорных поверхностей гайки и головки болта. Такие соединения в большинстве случаев не рассчитывают. Материал, диаметр и шаг болтов выбирают на основе существующей практики, а силу затяжки устанавливают такой, чтобы создать в болте напряжения, равные 0,5—0,6оо,2. [c.419]

Болт диаметром d=25 лл имеет костыльную головку и при вавинчивании гайки нагружен эксцентрично, как показано на рисунке. Определить напряжение в болте, если сила затяжки болта Р=500 кГ и эксцентриситет е=2,5 мм. [c.156]

В турбинах, работающих п])и высоких параметрах рабочего тела, существенными деталями являются болты или Ш]мльки, соединяющие горизонтальные фланцы. Для этих деталей характерно явление релаксации, заключающееся в потере предварительного натяга под влиянием пластической деформации. Для сохранения натяга на срок между ревизиями турбины необходимо создавать в шпильках при сборке большие напряжения. Обычно при затяжке болты и шпильки диаметром свыше 70 мм подогревают пламенем газовой горелки или электрическим нагревом, для чего в них предусмотрены центральные отверстия. [c.299]

Сальниковые болты (шпильки) обычно затягиваются без должного контроля моментов, возникающих при затягивании. Поэтому для мелкой араматуры, чтобы не оборвать болты при затяжке, не рекомендуется их брать слишком малого диаметра, скажем, менее 12 мм. При этом следует иметь в виду, что допускаемое напряжение для болтов малых диаметров очень мало вследствие концентрации напряжений у начала резьбы. Диаметр болтов 6 13 y/Omaxf daon, где 2 — число болтов. [c.98]

Вследствие ползучести металла напряжение в болте, созданное предварительной затяжкой, падает наблюдается релаксация напряжений, при которой общая деформация болта остается неизменной, а пластическая деформация растет за счет упругой. Для сохранения затяжки болтов на длительный срок (например, на двухгодичный срок между ревизиями турбины) необходимо при первоначальной затяжке создавать в болте большие напряжения. [c.372]

Крепежные резьбовые соединения являются разъемными, скрепляющими между собой отдельные детали и узлы машин и установок, обеспечивая надежное их соединение, герметичность и т. д. В процессе сборки такие соединения получают предварительное монтажное усилие (затяг), обеспечивающее иераскрытие стыка. Дальнейшее циклическое нагружение болта (шпильки) обусловливается режимом работы конструкций и нщсткостью скрепляемой системы. Оптимальные режимы работы таких соединений осуществляются при больших значениях уровней напряжений предварительной затяжки. В связи с этим крепежные соединения работают в условиях только положительных значений коэффициента асимметрии нагрузки. [c.191]

Для фланцевых соединений с прокладками следует принимать начальные напряжения в болтах при затяжке в следующих пределах для углеродистых и нержавеющих сталей 1400 кГ/см , для легированных сталей 2100—3150 кПсм . [c.288]

mash-xxl.info

Напряженное болтовое соединение — Большая Энциклопедия Нефти и Газа, статья, страница 1

Напряженное болтовое соединение

Cтраница 1

Напряженные болтовые соединения в практике машиностроения применяются значительно чаще, чем ненапряженные. [1]

Напряженное болтовое соединение с внецентренной нагрузкой болтов, В предыдущих случаях мы исходили из предположения, что линия действия приложенной силы совпадает с осью болта. [2]

Напряженные болтовые соединения можно разделить на две группы: 1) с болтами, не несущими внешней осевой нагрузки, и 2) с затянутыми болтами, дополнительно нагружаемыми внешними осевыми силами. [3]

Напряженные болтовые соединения второй группы характерны для узлов, где требуется сохранение герметичности ( плотности) или нераскрытие стыка после приложения рабочей нагрузки. Для этого болты должны быть достаточно сильно предварительно затянуты. В соединениях, требующих герметичности, часто применяют упругие прокладки. Величина предварительной и остаточной ( после приложения рабочей нагрузки) затяжки зависит от жесткости соединяемых деталей и болтов или шпилек. [4]

Расчет напряженного болтового соединения, к которому после затяжки приложена внешняя осевая нагрузка. Такие соединения должны быть предельно плотными ( крышки цилиндров), должны не допускать раскрытия стыка — появления зазора между соединяемыми деталями при приложении внешней нагрузки. Для выполнения данного требования предварительная затяжка болтов должна быть такой, чтобы после приложения рабочей нагрузки не произошло раскрытия стыка или нарушения плотности. [5]

Расчет напряженного болтового соединения, к которому после затяжки приложена внешняя осевая нагрузка. [6]

Расчет напряженного болтового соединения, к которому после затяжки приложена внешняя осевая нагрузка. [8]

Расчет напряженного болтового соединения, к которому после затяжки приложена внешняя осевая нагрузка. [9]

Как рассчитывается напряженное болтовое соединение, воспринимающее поперечную нагрузку: а) болт с зазором; б) болт без зазора. [10]

Графически работа напряженного болтового соединения показана на рис. 21, где по оси ординат отложены величины нагрузки ( усилия), а по оси абсцисс — деформации, возникающие в теле болта и соединяемых элементах конструкции. График служит для расчета нагрузки. [11]

Как производится расчет напряженного болтового соединения. [12]

Рассмотренная методика расчета напряженных болтовых соединений имеет своим недостатком относительную сложность расчетов при определении коэффициентов жесткости и площадей f б и f д по условным Зсвисимостям ( так как точного решения этой задачи не имеется), необходимость организации экспериментальных работ ввиду ограниченных справочных данных. Однако этой методикой следует пользоваться во всех ответственных случаях расчета напряженных соединений. [13]

Коэффициент затяжки учитывает в напряженных болтовых соединениях дополнительные напряжения, возникшие в болте при его затяжке. [14]

Коэффициент затяжки учитывает в напряженных болтовых соединениях дополнительные напряжения, возникшие в болте при его затяжке. [15]

Страницы: 1 2

Какой болт называется напряженным – —