на что рассчитывают болты с зазором

Как влияют зазоры в собранном пакете болтового соединения на несущую способность

Коррозия, батенька, коррозия. Это такой химический процесс. Происходит с увеличением в объеме. При некотором невезении может разорвать к чертям болт либо вывернуть края элементов в неплотно стянутом пакете.
Кроме того, как мне думается, в соединениях на ВПБ (фланцевых) уменьшается площадь передачи нагрузки, что может изменить распределение внутренних усилий в самих фланцах и примыкающих деталях. В неблагоприятную сторону изменить, естественно.

например, напихать в зазор оцинковки и выполнить антикоррозионную защиту (в зависимости от типа узла).

Вопрос теоретический
Но по правде сказать несколько раз видел в свеже построенных торговых центрах и прочих местах.
Вот и задумался к чему это приведет, а самое главное что с этим делать?

Самое интересное сколько лазил по пром. зданиям (старше 20 лет) в разных городах проводя обследования, ни разу не видел зазоров в узлах, а тут за последние пол года аж целых два объекта просто заходя в магазин за покупками

Такая же фигня. Причины, как я понимаю, отсутствие оборудования для нормального изготовления и не знание требований и вообще халтура. Заказчик ищет где подешевле вот и получает.

Господа инженеры может ли кто смоделировать работу узла НП фермы молодечно с учетом выключения из работы одного и потом двух болтов, как поведут себя остальные и фланцы?

Сорри оффтоп я думаю вы уже столькло знаете вам конструктор не не нужен. Вот когда вам все упадет на вашу умную голову.

Источник

§ 1.8. Расчет соединений, включающих группу болтов

Расчет сводится к определению расчетной нагрузки для наиболее нагруженного болта. Затем рассчитывают прочность этого болта по формулам одного из случаев, рассмотренных
в § 1.6.
В расчетах, изложенных в настоящем параграфе, приняты следующие допущения: поверхности стыка остаются плоскими (недеформируемыми) при всех фазах нагружения, что справедливо только для деталей, обладающих достаточной жесткостью ; поверхности стыка имеют минимум две оси симметрии, а болты расположены симметрично относительно этих осей; все болты соединения одинаковы и равно затянуты. С некоторым приближением перечисленные условия справедливы для большинства конструкций.
Различают три характерных случая расчета соединений, включающих группу болтов.
Равнодействующая нагрузка соединения перпендикулярна плоскости стыка и проходит через его центр тяжести. Этот случай типичен для болтовых соединений круглых
и прямоугольных крышек (см. рис. 1.23 и 1.29), нагруженных давлением жидкостей или газов. При этом болтам дают затяжку, обеспечивающую плотность соединения. Все болты такого соединения нагружены одинаково. Внешняя нагрузка, приходящаяся на один болт,
F=FΣ/z, где z—число болтов. Расчетную нагрузку болтов определяют по формулам (1.26), (1.28) или приближенно по формулам (1.36) и (1.37).

При болтах, поставленных без зазора, расчетная нагрузка болта
F=2T/(zD0). (1.41)
При болтах, поставленных с зазором, необходимая сила затяжки
Fjar = 2КТ/ (zD0f). (1.42)

Расчет по условию нераскрытия стыка. До приложения нагрузки R затяжка образует в стыке напряжения смятия

которые приближенно считаем равномерно распределенными по стыку. В формуле (1.44) ζ — число болтов, А_СТ — площадь стыка.

В этой формуле R(1— χ ) — доля внешней нагрузки, которая идет на разгрузку стыка [см. формулу (1.27)]. На практике в подобных соединениях значение χ мало. Упрощая решение,принимаем χ = 0, что идет в запас по условию не раскрытия стыка.

Источник

§ 1.6. Расчет на прочность стержня винта (болта) при различных случаях нагружения

В современном авиастроении получает распространение постановка болтов с высоким упруго пластическим натягом. Таким способом соединяют, например, листы из дюралевого сплава Д16Т болтами из титанового сплава ВТ-16. Материал болтов существенно прочнее материала деталей. При сдвига­ющих переменных нагрузках наблюдается усталостное раз­рушение не болтов, а деталей в сечении, ослабленном от­верстиями под болты. При установке болтов с высоким натягом в зоне отверстия деталей происходят упруго пластические деформации. Высокая пластичность материала деталей позволяет осуществить натяги до 2% и более от диаметра болта.Это значительно превышает все натяги стандартных посадок.

Долговечность таких соединений в несколько раз превышает долговечность соединений без натяга.

Болт затянут, внешняя нагрузка раскрывает стык деталей. Примером служат болты для крепления крышек резервуаров, нагруженных давлением ρ жидкости или газа (рис. 1.23). Затяжка болтов должна обес­печить герметичность соедине­ния или не раскрытие стыка под нагрузкой. Задача о распределе­нии нагрузки между элементами такого соединения статически неопределима и решается с учетом деформаций этих элементов.

Обозначим: F 3 aT · —сила затяжки болта; F = F_Σ / z — внешняя нагруз­ка соединения, приходящаяся на один болт ( Z — число болтов).

Для простоты можно сказать, что только часть внешней нагрузки дополнительно нагружает болт, а другая часть идет на разгрузку стыка.

Фактически вся внешняя нагрузка воспринимается болтом, но умень­шается затяжка стыка или нагрузка на болт со стороны стыка деталей. Обучающимся предлагается самим рассмотреть вариант такого решения и убедиться,, что результат решения сохраняется.

Δ = χFλ =(1- X ) Fλ „ (1.23)

где λ β — податливость болта, равная его удлинению при единичной нагрузке; λ_Λ суммарная податливостьсоединяемых деталей.

Из равенства (1.23) имеем

Далее получим приращение нагрузки на болт

расчетную (суммарную) нагрузку болта

и остаточную затяжку стыка от одного болта

Анализ полученных решений и выбор затяжки соединений.

Оптимизация конструкции болта здесь выполняется по условию равнопрочности с целью уменьшения его металлоем­кости и повышения усталостной прочности.

Условие не раскрытия стыка: F_CT > 0.

качеством обработки поверхностей стыка. При большей шероховатости поверхности ее неровности постепенно сми­наются, что приводит к ослаблению затяжки. Для от­ветственных соединений поверхности стыка деталей реко­мендуют шлифовать;

числом поверхностей стыков. Чем больше поверхностей, тем хуже сохраняется затяжка (на рис. 1.23 число повер­хностей стыка равно пяти,считая поверхности под гайкой и головкой болта);

качеством поверхности и точностью резьбы. Грубая резьба сминается и уменьшает силу затяжки. В ответственных соединениях рекомендуют применять гайки, увеличивающие равномер­ность распределения нагрузки по виткам резьбы (см. рис. 1.16);

надежностью способа стопорения резьбы (см.рис. 1.9. 1.12);

качеством прокладок. Упругие прокладки в стыке лучше сохраняют затяжку. (Отметим, что пружинная шайба (см. рис. 1.23) в этом смысле также выполняет роль упругой прокладки.)

В зависимости от перечисленных факторов, трудно подда­ющихся учету, а также в виду опасности раскрытия стыка деталей целесообразно применять высокую затяжку соединений, Особенно при переменных нагрузках. Это положение подтвер­ждается практикой эксплуатации резьбовых соединений. На практике рекомендуют принимать

Источник

Расчет резьбовых крепежных изделий при постоянных напряжениях

Болт поставлен без зазора в отверстие из-под развертки

Силы, перпендикулярные к оси болта, вызывают срез. Условие прочности болта

где τ_ср — расчетное напряжение на срез, Н/мм 2 ;
τ_ср — (0,2 — 0,3)σ_t —допускаемое напряжение на срез;
σ_t — предел текучести материала болта, Н/мм 2
Q — сила, действующая на соединение, Н;
i — число плоскостей среза (на рисунке i = 1);
d _б — диаметр ненарезанной части болта, мм.
Поверхности контакта соединяемых деталей и ненарезанной части болта проверяют на смятие:

σ_см — расчетное напряжение смятия, Н/мм 2 ;
δ _min — наименьшая толщина соединяемых деталей, находящихся в контакте с болтом мм;
[σ] _см — допускаемое напряжение смятия, Н/мм 2 :
для стали углеродистой [σ] _см — (0,8 — 1,0)σ _т ;
для стали легированной [σ] _см — (0,6 — 0,8)σ _т
для чугуна [σ] _см — (0,6 — 0,8)σ _пчр

Расчет прецизионных (призонных) болтов, которые вставляют в конические отверстия

Болт, поставленный с зазором, воспринимает нагрузку, перпендикулярную к оси

Силу, с которой нужно затянуть болт — ее называют силой затяжки и определяют из условия, — чтобы не было сдвига деталей, т. е. чтобы сила трения Т на стыках соединяемых деталей была не меньше сдвигающей силы, обычно принимают с учетом запаса против сдвига деталей T = 1,2Q.

Для болта в данном соединении требуемая сила затяжки

где Q — сдвигающая сила;
i — число стыков ( i = 1);
f — коэффициент трения для стыка.
Для сухих обработанных стыков стальных или чугунных деталей
f = 0,10…0,15; то же при наличии масляной пленки f = 0,06.
В стыках стальных конструкций:
при пескоструйной обработке стыка f = 0,5;
при обработке пламенем газовой горелки f = 0,4;
при необработанных стыках (со следами окалины) f = 0,3;
при окраске алюминиевым порошком f = 015;
при окраске антикоррозионной краской f = 0,10;
при окраске свинцовым суриком f = 0,06

По найденной силе затяжки V рассчитывают болт на совместное действие растяжения и кручения. На практике влияние кручения для стандартных метрических резьб учитывают приближенно, вводя коэффициент 1,3. Тогда условие прочности

где F₁ = πd 2 ₁/4 — площадь поперечного сечения по внутреннему диаметру резьбы, мм 2 ;
[σ]_p = σ _т/ [n] — допускаемое напряжение, Н/мм 2
σ _т — предел текучести материала болта, Н/мм 2 ;
[n] — требуемый коэффициент запаса:
при контролируемой затяжке для болтов из углеродистой стали [n] = 1,6; для болтов из легированной стали [n] = 2
при неконтролируемой затяжке коэффициенты запаса [n] принимают в зависимости от диаметра резьбы:

Значения [n] при номинальном диаметре резьбы d, мм

На практике чаще приходится иметь дело с неконтролируемой затяжкой. Поэтому для затянутых болтов с резьбой от М6 до М48 при неконтролируемой затяжке подсчитаны допускаемые осевые нагрузки [Р], которые приведены в таблице

Допускаемые осевые нагрузки [P] в кН для затянутых болтов при неконтролируемой затяжке

Примечание. Размеры болтов, заключенные а скобки, применять не рекомендуется

Уточненный расчет

При более точных расчетах определяют эквивалентное напряжение

где, напряжение растяжения в поперечном сечении нарезанной части болта

наибольшее напряжение кручения в поперечном сечении нарезанной части болта

d₂ — средний диаметр резьбы;
λ — угол подъема резьбы;
ρ ‘ — приведенный угол трения, определяемый из соотношения

f — коэффициент трения

условный коэффициент трения между витками резьбы с углом профиля а или иначе приведенный коэффициент трения.

Болты клеммового (фрикционно — винтового) соединения

а — клемма с разрезной ступицей; б — клемма с разъемной ступицей

Эти болты также ставятся с зазором. Их затягивают так, чтобы момент трения М _тр на стыке вала и клеммы был не меньше вращающего момента М; обычно принимают с учетом запаса сцепления М _тр=1,2М

В общем случае клеммы могут быть нагружены одновременно осевой силой Q и вращающим моментом М. Клемма с разрезной ступицей менее удобна, чем клемма с разъемной ступицей. Последнюю можно устанавливать в любой части вала, не трогая насаженных на вал деталей.
Требуемая сила затяжки болтов клеммовых соединений зависит от принятого закона распределения давлений на поверхности контакта ступицы клеммы и вала. Наиболее неблагоприятной является посадка клеммы с большим зазором, когда контакт полуступиц с валом происходит по линиям; при затяжке болтов линейный контакт переходит в контакт по узкой площадке. При небольших зазорах, что соответствует в незатянутом состоянии посадкам h6 или g6, после затяжки закон распределения давлений оказывается близким к косинусоидальному. Наличие натяга в незатянутом соединении, что соответствует посадкам r6 или n6, обеспечивает после затяжки примерно равномерное распределение давлений

Рассматривается общий случай действия осевой силы Q и вращающего момента М. Расчет ведут либо по равнодействующей осевой и окружной сил, приведенной к поверхности контакта

либо отдельно по моменту М, стремящемуся повернуть клемму, и по силе Q, стремящейся сдвинуть клемму по валу.

Необходимая сила V затяжки болта

Клемма с разрезной ступицей и одним болтом (рис. а)	Клемма с разъемной ступицей и двумя болтами (рис. б)
Контакт по узкой площадке
Посадка с малым зазором
Посадка с натягом

Винт нагружен осевой силой Q; возможно подтягивание под нагрузкой

Винты стяжных устройств работают на растяжение от внешних сил Q и на кручение от момента в резьбе М _р

Расчет на прочность проводят по формуле

с заменой V на Q.

Болт с внецентренной растягивающей нагрузкой

При затяжке такой болт, имеющий эксцентричную или костыльную головку, испытывает растяжение, изгиб и кручение

Наибольшее суммарное нормальное напряжение

При значительных эксцентриситетах (е >0,1d) влияние кручения мало и его не учитывают. Тогда условие прочности

Изгиб болта (шпильки) может вызываться не только эксцентричностью нагружения, обусловленного формой головки болта, но и возникать из-за перекоса опорных поверхностей. Так, при перекосе торца гайки напряжения изгиба в поперечном сечении стержня шпильки

где Θ = Ml/EJ — угол перекоса в радианах;
Е — модуль продольной упругости материала шпильки;
d _ст — диаметр стержня шпильки;
l — длина шпильки
Напряжения изгиба в поперечном сечении нарезанной части шпильки

Из формулы следует, что для уменьшения напряжений σ _и‘ необходимо изготовлять шпильку с возможно меньшим диаметром стержня d _cт

Затянутый болт дополнительно нагружается осевой нагрузкой

Крепление крышек двигателей внутреннего сгорания, автоклавов и сосудов, находящихся под внутренним давлением.
Болты такого соединения должны быть при монтаже затянуты так сильно, чтобы гарантировать герметичность после приложения осевой нагрузки.

При соединении стальных или чугунных деталей ориентировочный расчет болта можно проводить на растяжение силой
Р = 1,3Q
где Р — осевая сила, действующая на болт, от предварительной затяжки;
Q — внешняя осевая сила

Источник

Болтовое соединение с зазором

В случае установки болтов с зазором (представлен на рис.2), момент от фланца к барабану передается за счёт сил трения между фланцем муфты и фланцем обечайки барабана. Для возникновения этих сил болт должен быть затянут с соответствующим усилием. Без затяжки болтов детали могут сдвигаться на значение зазора, что недопустимо. Следовательно, болты работают на растяжение.

Рис 2. Болтовое соединение с зазором

Условие прочности в этом случае будет иметь вид:

где — напряжения в болте; — допускаемые напряжения;

; где n – коэффициент запаса (для данного случая n=2); — предел текучести.

Материал для изготовления используем сталь Ст3 с = 240МПа, тогда:

= 240/2 = 120 МПа.

Действующие в болте напряжения:

, гдеF— сила, действующая на болт; S – площадь сечения болта;

d – внутренний диаметр резьбы болта.

Определим силу F:

P = Q*g/a*m, P – напряжение в канате; Q – грузоподъёмность; g – ускорение свободного падения; a – характеристика полиспаста; m – кратность полиспаста:

P = (13000*10)/(1*2) = 65000 H = 6,5* H.

Силу трения можно найти через равенство моментов сил трения и сопротивления:

таким образом;

P*a*( + )/ = 6,5* *1*(0,6+0,012)/2*0,6 = 3,3* Н.

Силу прижатия фланцев находим из уравнения:

, где — коэффициент трения, принимаем 0,3.

= 3,3* /0,3 = 11* Н.

Так как сила прижатия фланцев действует на все болты в узле, то силу, действующую на 1 болт, можно определить как силу прижатия фланцев, деленную на количество болтов z_бол =6

= 11* /6 = 18* Н.

По найденным значениям и из условия прочности определим внутренний диаметр резьбы болта:

_внутр 4*18* /120* *3,14

d_внутр 0,0138 м или d_внутр 13,8 мм.

Из проведенных расчетов следует, что в данном случае необходимо выбрать болты с внутренним диаметром резьбы не менее 13,8 мм. Так как основным видом крепежной резьбы является метрическая резьба, то выбираем ближайший больший стандартный размер резьбы М16 с шагом 1,5 мм, у которого d_внутр = 14,1 мм[2].

Схема профиля резьбы представлена на рис.3:

Рис. 3. Схема метрической резьбы

1.3.2. Болтовое соединение без зазора

Рис 4. Схема болтового соединения без зазора

При расчете прочности такого соединения не учитывают силы трения в стыке, так как затяжка болта необязательна. Стержень болта рассчитывают по напряжениям среза. В этом случае условие прочности имеет вид:

.

Для изготовления болтов также принимаем сталь Ст3. Допустимые напряжения [σ] для этого материала рассчитаны в разделе 3.1; Таким образом, допустимые напряжения среза для стали Ст3:

= 0,7*120 = 84 МПа.

Напряжения среза, действующие на болт, определяют по формуле:

, где — сила внешней нагрузки, — диаметр среза,

Сила внешней нагрузки:

=6,5* *1*(0,6+0,012)/2*0,6*6=5,52* Н

Из условия прочности определим внутренний диаметр среза:

4*5,52* /84* *3,14

0,0091 м или 9,1 мм

Из приведенных расчетов следует, что необходимо выбрать специальный болт с цилиндрической частью диаметром более 9,1 мм[2].

Часть 2. РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ УЗЛА ФЕРМЫ

2.1 ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ

Рассчитываемый узел является частью конструкции раскосной фермы. Узел с обозначением необходимых для расчета усилий представлен на рис.5.

Рис. 5. Схема узла фермы

2.2 ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

В соответствии с заданием при расчетах были приняты следующие исходные данные:

РАСЧЕТ УСИЛИЙ

Составим уравнения равновесия.

Из уравнения (1) получаем:

Из уравнения (2) получаем:

ВЫБОР УГОЛКОВ

Далее, будем понимать под номером стержня индекс соответствующего усилия, показанного на рис. 5. А сами стержни изготовлены из двух равнополочных уголков, как показано на рис.5. Все стержни выполнены из стали марки Ст3, у которой допускаемые напряжения, при растяжении и сжатии,

.

Стержень 1 работает на сжатие, и т.к. в качестве стержня 1 используется два равнополочных уголка, усилие на каждый уголок будет в два раза меньше, чем на весь стержень.

В дальнейшем используются: — коэффициент продольного изгиба центрально сжатых элементов, и — гибкость элемента.

, где при [λ] = 120 [3], а – площадь сечения уголка.

Выбираем равнополочный уголок №12,5 с площадью сечения 22 с и толщиной полки 9мм [4].

λ ,

где i ,, , т.к. стержни изгибаются под углом из плоскости фермы, и — длина стержня. i=4,86 см [4].

λ = .

Принимаем λ = 90, φ=0,69 [3].

Выбираем равнополочный уголок №10 с толщиной полки 7 мм и площадью сечения 13,75 [4]. i = 3,88 см [4]

λ = .

Принимаем λ = 70, φ = 0,81 [3]

Выбираем равнополочный уголок №9 с толщиной полки 7 мм и площадью сечения 12,28 [4]. i = 3,49 [4]

λ = .

В итоге оставляем для стержня 1 равнополочный уголок №9 с толщиной полки 7 мм.

Стержень 2 работает на растяжение.

В итоге выбираем для стержня 2 равнополочный уголок №7,5 с площадью сечения 7,39 и толщиной полок 5мм [4].

Стержень 3 работает на сжатие.

,

где λ = 120, φ = 0,45 [3]

.

Выбираем уголок №10 с толщиной полок 10 мм и площадью сечения 19,24 [4].

λ = .

Принимаем при λ =90 [3].

Выбираем равнополочный уголок №9 с толщиной полок 7мм и площадью сечения 12,28 [4].

[4].

λ = .

В итоге оставляем для стержня 3 равнополочный уголок №9 с толщиной полок 7мм и площадью сечения 12,28 кв.см.

РАСЧЁТ СВАРНОГО СОЕДИНЕНИЯ

Выбираем косынку толщиной 7мм, как максимальную толщину уголка.

В данном случае сварной шов будет нестандартным. Но все равно горизонтальный и вертикальный катеты равны, а срез будет идти по линии S (рис. 6). Усилия передаются на сварные швы равномерно, так как оси действия сил совпадают с осями проходящими через центр тяжести данного стержня (системы уголков).

Рис. 6. Схема сварного шва

Для стержня 1 длина катетов =7мм, где t – толщина полки уголка, — толщина косынки. Сила среза .

Условие прочности на срез, с учетом того, что кол-во плоскостей среза равно четырём, выглядит следующим образом:

, где , а .

Отсюда расчётная длина сварного шва выражается следующим образом:

.

В итоге получаем — длина сварных швов стержня.

Для стержня 2 длина катетов =5мм, , .

.

В итоге получаем — длина сварных швов стержня.

Для стержня 3 длина катетов =7мм, , .

.

В итоге получаем — длина сварных швов стержня.

Рис. 7. Схема узла фермы со сварным соединением

2.6 РАСЧЁТ ЗАКЛЁПОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ

Вариант заклепочного соединения который наиболее подходит для нашего узла представлен на рис.8.

Рис. 8. Схема заклёпочного соединения

Заклёпки работают на срез, а число плоскостей среза равно одному. Следовательно условие прочности в этом случае будет выглядеть следующим образом:

; , где z – число заклёпок, а d – диаметр заклёпки.

Для расчёта заклёпочного соединения, необходимо задать диаметр заклёпок. Диаметр заклепки определяем по формуле d=2 . Выбранная толщина косынки , тогда диаметр всех заклепок d= 2 .

При этом также надо учесть, что количество заклёпок не может быть меньше двух, иначе будет шарнир; а также то, что центры заклёпок должны лежать на линии, проходящей через центр тяжести, иначе будут возникать дополнительные моменты.

Число заклёпок будет определяться выражением:

.

Следовательно, для стержня 1(верхний пояс) принимаем число заклёпок равное 9.

Следовательно, для стержня 2 (раскос) принимаем число заклёпок равное 7.

Следовательно, для стержня 3 (раскос) принимаем число заклёпок равное 8.

Источник