Уважаемый посетитель сайта! На нашем сайте вы можете скачать без регистрации книги, тесты, курсовые работы, рефераты, дипломы бесплатно!

Авторизация на сайте

Забыли пароль?
Регистрация нового пользователя

Наименование предмета

Яндекс.Метрика
1. ОСНОВНЫЕ ТИПЫ КРЕПЕЖНЫХ ДЕТАЛЕЙ

Для разъемных соединений деталей машин применяют болты (рис. 1.1, а), винты (рис. 1.1, б) и шпильки (рис. 1.1, в).

Рис. 1.1
Болтовое соединение самое простое, дешевое и неэстетичное. Болты применяют:
а) для скрепления деталей небольшой толщины при наличии места для расположения головки болта и гайки;
б) для соединения деталей из материалов, не обеспечивающих достаточ-ную прочность и долговечность резьбы;
в) при необходимости частых разборок и сборок деталей.
Винты (вместо гаек – резьба в одной из скрепляемых деталей) приме-няют при
а) достаточной толщине и прочности детали с резьбой;
б) отсутствии места для размещения гаек;
в) высоких требованиях к массе и внешнему виду соединения.
Шпильки применяют в тех же случаях, что и винты, но когда материал соединяемых деталей не обеспечивает достаточной долговечности резьбы при требовании частых разборок и сборок соединения.
Так как методики расчета и конструирования для всех трех видов соединений в общем одинаковые, то в дальнейшем для простоты (как это принято) все эти соединения будем называть болтовыми, а различия (болты, винты, шпильки) указывать в конкретных необходимых случаях.
Основные конструктивные элементы соединений (рис. 1.1)
1. Диаметры: d – наружный, d1 – внутренний, d2 – средний резьбы
болта (у гаек соответственно D, D1, D2).
2. Глубина завинчивания l1 из условия равнопрочности витков резьбы на
срез и стержня болта на растяжение:
а) в сталь l1 = d и 1,25d;
б) в чугун l1 = 1,25d и 1,6d;

в) в легкие сплавы l1 = 2d и 2,5d.
3. Элементы: l2 ? 0,3d; l3 = (0,2…0,3)d; недорез а = 6Р; сбег резьбы х =
= (2…2,5)Р, где Р – шаг резьбы.
4. Длины: а) болта l? = H1 + H2 + S + H + l3;
б) винта l? = l1 + H1 + S ; в) шпильки l? = H1 + S + H + l3,
где Н1, Н2 – толщины скрепляемых деталей (?Нi, где i – количество деталей);
S – толщина шайбы; Н – высота гайки.
Расчетное значение l? округляют по ряду длин соответствующих ГОСТов на крепежные изделия. Длина нарезанной части стержня l0.
5. Диаметры сквозных отверстий dh под болты с зазором приведены в
табл. А1 приложения А.
На рис. А1 и в табл. А2 приложения А приведены размеры болтов с шестигранной головкой класса точности В (нормального) по ГОСТ 7798-70 и ГОСТ 7796-70 (с уменьшенной головкой). Болты с отверстиями в конце резьбового стержня (рис. А1, б) – исполнение 2 – применяют в паре с прорезны-ми и корончатыми гайками при стопорении резьбы шплинтами.
На рис. А2 и в табл. А3 даны размеры болтов повышенной точности с шестигранной уменьшенной головкой для отверстий из-под развертки по ГОСТ 7817-80. Их применяют для восприятия сдвигающих сил. Одновременно, выполняя функции штифтов, такие болты фиксируют относительное положение деталей.
На рис. А3 и в табл. А4, А5 приведены размеры шпилек с концами l1, ввинчиваемыми в деталь, и l0 – под гайки по ГОСТ 22032-76…22041-76.
В зависимости от l1 различают стандарты:
1) 22032-76 (класс точности В) и 22033-76 (класс точности А) – l1 = d
(детали стальные, бронзовые, латунные, титановые с достаточной пластич-ностью);
2) 22034-76 и 22035-76 – l1 = 1,25d (детали из стали с пониженной пластичностью, из ковкого и серого чугуна);
3) 22036-76 и 22037-76 – l1 = 1,6d (детали из ковкого и серого чугуна);
4) 22038-76 и 22039-76 – l1 = 2d ; 22040-76 и 22041-76 – l1 = 2,5d (детали
из легких сплавов).
На рис. А4, а и в табл. А6 приложения А даны размеры шестигранных гаек точности В по ГОСТ 5915-70, по ГОСТ 15521-70 (с уменьшенным размером “под ключ”); на рис. А4, б – по ГОСТ 5918-73 (прорезные и корон-чатые), по ГОСТ 2528-73 (прорезные с уменьшенным размером “под ключ” класса точности А).
Также выпускаются гайки низкие, высокие и особо высокие.
Гайки прорезные и корончатые применяют при стопорении разводными шплинтами в условиях вибрации и ударов.
Размеры шплинтов по ГОСТ 397-79 см. [1, c.73], [2, c.729].
На рис. А5 приложения А приведены конструкции крепежных винтов:
а) с цилиндрической головкой и шестигранным углублением “под ключ” класса точности А по ГОСТ 11738-84 (d = 3…52 мм);
б) с цилиндрической головкой по ГОСТ 1491-80 (d = 1…20 мм);
в) с полукруглой головкой по ГОСТ 17473-80 (d = 1…20 мм);
г) с потайной головкой по ГОСТ 17474-80 (d = 1…20 мм);
д) то же, что и ”г”, по ГОСТ 17475-80.
Размеры винтов по ГОСТ 11738-84, 17473-80 и 17475-80 приведены в табл. А7 приложения А; остальных см. [1, c.63].
На рис. А6 и в табл. А8 указаны размеры шайб обыкновенных по ГОСТ 11371-78; на рис. А7 и в табл. А9 – косых шайб по ГОСТ 10906-78.
Для круглых, косых и ряда стопорных шайб по ГОСТ 18123-82 установ-лены группы материалов и виды покрытия шайб см. [2]. Например, группа 01 – стали 08, 08кп, 10, 10кп; группа 02 – Ст3, Ст3кп; группа 03 – сталь 15; группа 04 – сталь 20, … группа 11 – сталь 40Х и 30ХГСА и т.д. Обозначение видов покрытий общее для всех крепежных изделий (см. ниже).
Широкое распространение получили шайбы пружинные (рис. А8 прило-жения А) по ГОСТ 6402-70. Концы шайбы заострены и в свободном состоянии разведены. При затяжке гайки шайба деформируется. При отвинчивании гайки острые кромки шайбы врезаются в торец гайки и плоскость детали и препятствуют отвинчиванию. Недостатками этих шайб являются появление заусенцев на гайке и детали при отвинчивании и некоторое смещение опорной реакции, что создает дополнительное напряжение изгиба в стержне болта. Эти шайбы неприменимы на закаленных поверхностях гайки и детали.
Размеры пружинных шайб даны в табл. А10 приложения А.
В последнее время широкое распространение получили щайбы стопорные с внутренними зубьями по ГОСТ 10462-81 ( для болтов и гаек с уменьшенными размерами “под ключ” и винтов) и с наружными зубьями по ГОСТ 10463-81. Эти шайбы не вызывают смещения опорной реакции и изгиба стержня болта. Их размеры см. [1, c.80].
На рис. А9 и в табл. А11 приложения А показаны размеры мест под гаечные ключи по ГОСТ 13682-80.
На рис. А10 и в табл. А12 приведены размеры мест под шестигранные головки болтов, гайки, шайбы по ГОСТ 12876-67; на рис. А11 и в табл. А13 – размеры мест под головки винтов.
Все крепежные резьбы при статической нагрузке удовлетворяют условиям самоторможения. При вибрации коэффициент трения (и угол трения) сильно падает, и резьбовая пара отвинчивается. Поэтому при переменных нагрузках обязательно применение стопорных средств. Например, см.
[1, c.91…95].

2. КЛАССЫ ПРОЧНОСТИ

По характеристикам статической прочности крепежные детали разделя-ют на классы прочности и группы.
Для стальных болтов, винтов и шпилек по ГОСТ 1759.4-87 предусмот-рено 11 классов прочности:
3.6; 4.6; 4.8; 5.6; 5.8; 6.6; 6.8; 8.8; 9.8; 10.9; 12.9 ( условно обозначим цифры a.b).
Первое число (а?100, МПа) определяет номинальную величину предела прочности ?в материала. Произведение (а?b?10, МПа) – номинальное значение предела текучести ?т. Второе число (b?10 = ?т / ?в %) – степень пластичности материала крепежной детали.
Минимальные значения ?вmin ? ?в; ?тmin ? ?т (табл. Б1 приложения Б). Например, для болта класса прочности 4.8 имеем ?в = 4?100 = 400 МПа; ?т =
= 4?8?10 = 320 МПа; ?т / ?в = 8?10 = 80%. При этом по стандарту_?вmin = 420 МПа; ?тmin = 340 МПа.
Для стальных гаек с нормальной или большей высотой по
ГОСТ 1759.5-87 установлено 7 классов прочности: 4; 5; 6; 8; 9; 10; 12. Число, умноженное на 100, показывает напряжение от испытательной нагрузки.
Техническое правило: разрыв в соединении всегда должен быть по резьбе болта. Отсюда число класса прочности гайки показывает наибольший класс прочности болта, с которым может использоваться гайка в соединении. Например, гайка класса 6 может применяться с болтами классов прочности не выше 6.8.
Для каждого класса прочности стандарт рекомендует определенные марки сталей, их механические свойства и технологические процессы изготовления деталей (см. табл. Б2, Б3 приложения Б).
Для болтов классов прочности 8.8 и выше, гаек классов прочности 8 и выше в их обозначениях по ГОСТ после кдасса прочности полностью указывают марку легированной стали.
Крепежные изделия в зависимости от предполагаемых условий эксплуатации могут быть изготовлены с защитным покрытием или без покрытия. Обозначение покрытий от 00 до 13 см. в [2, c.642]. Например, 00 – без покрытия; 01 – цинковое с хроматированием; 02 – кадмиевое с хроматированием; 05 – окисное; 12 – серебряное; 13 – никелевое.

3. РАСЧЕТ БОЛТОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Как правило, детали соединяются несколькими болтами, т.е. группой болтов. При расчете приняты следующие допущения:
1) все болты одинаковые и равнозатянутые;
2) поверхности стыка деталей не деформируются, остаются плоскими;
3) как правило, стыки имеют оси симметрии, болты располагаются симметрично относительно этих осей.
Расчет группового болтового соединения сводится к отысканию нагрузки для наиболее нагруженного болта и его расчету на прочность как единичного.
3.1. Нагрузка на соединение
3.1.1 Определяют коородинаты центра масс О (рис. 3.1) болтового соединения (на пересечении осей симметрии болтов). Если болты расположены несимметрично, то координаты центра масс находят по правилам теоретической механики.
3.1.2. Число болтов z. Болты нумеруют в
любой последовательности (1, 2… z).
3.1.3. Внешнюю нагрузку приводят к центру О и определяют проекции главного вектора сил и главного момента на центральные оси.

Рис. 3.1
В самом общем случае нагружения будем иметь (рис. 3.1):
– три прекции силы – Fx, Fy, Fz;
– три проекции момента – Mx, My, Tz.
Под действием Fx, Fy, Тz стык и болты испытывают сдвиг в плоскости стыка; под действием Mx, My, Fz – отрыв в плоскости перпендикулярной стыку. Прочность болтов на сдвиг и отрыв рассматривают раздельно.
3.1.4. Нагрузку FFj от центральных сил Fj, где j = x, y, z, считают распределенной по болтам равномерно:
FFj = Fj / z. (3.1)

3.2. Сдвиг соединения под действием Fx, Fy, Тz
В дальнейшем индекс z у Тz опускаем, т.е. Tz обозначим Т.
3.2.1. По формуле (3.1) (рис. 3.2) силы FFx =
= Fx / z, FFy = Fy / z. Их равнодействующая
FF = (Fx2 + Fy2 )1/2. (3.2)
3.2.2. Нагрузка FТ от сдвигающего момента Т распределяется по болтам пропорционально их расстояниям ? от центра масс О и направлена перпендикулярно ?. Из условия равновесия
?FТi?i = Т, где i = 1, 2…z – номера болтов,
получим
FТi = 103Т?i / (??i2) . (3.3)

Рис. 3.2
Очевидно, что FТmax – при ?max .
3.2.3. Конструктивно или параллельным расчетом для нескольких болтов определяют наиболее нагруженный болт. Для него по теореме косинусов вычисляют полную сдвигающую силу:
Fd = [ FТ2 + FF2 – 2FТFFcos(FТ?FF)]1/2. (3.4)
На схеме рис. 3.2 наиболее нагруженным является болт 1, так как имеет наименьший острый угол ? между векторами FТ и FF; cos(FТ?FF) =
= cos (? – ?) = – cos?. Формула (3.4) преобразуется:
Fd = [ FТ2 + FF2 + 2FТFFcos?]1/2, (3.5)
где cos? легко находится из соотношения размеров конструкции стыка.
3.2.4. Условием надежности соединения является отсутствие сдвига деталей в стыке под действием силы Fd .
Соединение может быть выполнено в двух вариантах:
а) на болтах, установленных в отверстия деталей с зазором;
б) на болтах (по ГОСТ 7817-80), установленных в отверстия плотно, без зазора.
3.2.5. Болт с зазором
Сила Fd уравновешивается силами трения на стыках, которые создаются предварительной затяжкой болтов Fзат1. В общем случае нагружения отрыва-ющая сила Fz ослабляет силы трения и требует увеличения Fзат1. Сжимающая сила Fz увеличивает трение на стыке. Влияние отрывающих моментов Мх, Мy не учитывают, так как они не изменяют суммарной силы трения на стыке: происходит компенсация давления на стыке при его повороте относительно осей х и y. Например (рис. 3.5), насколько сила трения увеличится слева от точки О, настолько же она уменьшится справа.
Сила предварительной затяжки из условия отсутствия сдвига:
Fзат1 = K Fd / (if) ? (1 – ?) Fz / z, (3.6)
где К = 1,25…!,5 – коэффициент запаса сцепления на сдвиг;
i – число плоскостей стыка (i = n – 1, где n – число деталей в соединении. Например, для двух деталей i = 1);
f – коэффициент трения материалов деталей в стыке: для пар сталь–сталь, сталь–чугун без смазки f = 0,15…0,2:
? – коэффициент основной нагрузки болта от осевой силы Fz .
Знак плюс в формуле (3.6), если Fz отрывает стык, знак минус – сжимает стык.
Если, например, i = 1; f = 0,15; K = 1,5, то (без учета влияния Fz) Fзат1 =
= 1,5 Fd / (1?0,15) = 10 Fd ! Отсюда получаются большие диаметры болтов, но этот способ самый простой, технологичный и дешевый.
3.2.6. Для уменьшения диаметров болтов от Fd применяют болты без зазора (в случае отсутствия осевой нагрузки на них) или дополнительно к болтам с зазором устройства, разгружающие болты от Fd, например штифты, шпонки, замковые уступы, втулки, кольца, насечки поверхностей стыка и т.д.

3.2.7. Болт без зазора
Сила Fz (рис. 3.3) воспринимается стержнем болта. Следовательно,
затяжка соединения не требуется.
Стержень болта испытывает напряжения среза:
? = 4Fd / (i?dc2) ? [?]cp, (3.7)
где i – число плоскостей среза (на рис. 3.3 i = 2);
762 dc – диаметр гладкой части стержня болта, мм
Допускаемые напряжения среза [3, c.56]:
[?]cp = (0,2…0,3) ?т.
На боковых поверхностях отверстия соеди-няемых деталей и стержня болта возникают напряжения смятия.
Рис. 3.3
Техническое правило расчета цилиндри-ческих деталей на смятие
Действительные напряжения смятия на поверх-ности контакта в поперечном сечении болта (рис. 3.4, а) распределены по серповидному закону. Для расчета условно считают напряжения ?см равно-
мерно распределенными (рис. 3.4, б) по плоскости
Рис. 3.4
диаметрального сечения. Так же рассчитывают на смятие любые цилиндри-ческие детали: заклепки, оси, пальцы, штифты, подшипники скольжения и т.д.
Напряжения ?см = Fd / (dc ?hmin) ? [?]см, (3.8)
где ?hmin – наименьшая сумма толщин соединяемых деталей, сминаемых с одной стороны (на рис. 3.3 – это h2 или h1 + h3) , мм.
Оценку прочности производят по менее прочному материалу соединения, у которого [?]см наименьшее.
Допускаемые напряжения смятия для деталей [3, c.56]: стальных [?]cм =
= (0,3…0,4) ?т; чугунных [?]cм = (0,25…0,3) ?в; бронзовых [?]cм =
= (0,2…0,25) ?в;

3.3. Отрыв соединения под действием Fz, Mx, My
3.3.1. Нагрузка в зоне болта от центральной силы Fz: FF = Fz / z.
3.3.2. Сила FМ от изгибающих моментов
М распределяется по болтам (рис. 3.5) пропор-ционально их расстояниям от центральных осей :
FМmax = 103Mlmax / (2m?li2), (3.9)
где li – расстояния от центра масс до осей болтов с одной стороны, мм;
n – число поперечных рядов болтов с одной
стороны от оси симметрии;
Рис. 3.5
m – число болтов в одном поперечном ряду.
Пример. На стыке рис. 3.6 число болтов z = 32. Наиболее нагруженным будет болт 25, расположенный от центра масс О на расстояниях xmax и ymax, где силы FМx и FМy обе отрывающие , т.е. складываются. Сила FМx (смотрим вдоль оси y): в формуле (3.9) n = 2,


Рис. 3.6 m = 8; FМx = 103Mxy1 / [(2?8(y12 + y22)].
Сила FМy (смотрим вдоль оси x): в формуле (3.9) n = 4, m = 4; FМy = 103Myx1 / [(2?4(x12 + x22 +
+ x32 + x42)].
3.3.3. Суммарная внешняя осевая сила в зоне наиболее нагруженного болта
F = ? FF + FМxmax + FМymax , (3.10)
где знак плюс – Fz растягивает стык; знак минус – Fz сжимает стык.
3.3.4. Возможность раскрытия стыка силой F устраняется предвари-тельной затяжкой болтов Fзат2 . Болты всегда с зазором. При сборке соедине-ния силой Fзат2 болт растягивается, детали сжимаются. После приложения внешней нагрузки F болт дополнительно растягивается, а детали ослабляют свое первоначальное сжатие. Из условия неразрывности деформаций и закона Гука получается, что только часть силы F (?F) идет на дополнительное нагружение болта, другая часть [(1 – ?)F] расходуется на разгрузку сжатого стыка деталей. Коэффициент ? – коэффициент основной нагрузки – зависит от податливостей всех элементов соединения Для жесткого стыка (сталь, чугун; без прокладок) ? = 0,2…0,3. При наличии в стыке прокладок ? ?1 (при ? = 1 произойдет раскрытие стыка – что недопустимо – и вся сила F придется на болт).
Усилие Fзат2 из условия нераскрытия стыка соединения:
Fзат2 = K(1 – ?)[? Fz + 103Aст(Мx/ Wстх + Мy/ Wстy)] / z, (3.11)
где К – коэффициент запаса по нераскрытию стыка:
при F – const K = 1,5…2; при F – var K = 2,5…4;
z – число болтов;
знак плюс: Fz растягивает стык, знак минус: Fz сжимает стык;
Мх, Мy – внешние моменты, Н?м; Аст – площадь поверхности стыка, мм2;
Wст – момент сопротивления стыка изгибу, мм3:
Wстх = Iстх / ymax; Wстy = Iстy / xmax,
где Iст – осевой момент инерции стыка, мм4;
xmax, ymax – наибольшие расстояния по осям x и y до кромок опроки-дывания на стыке, мм.
4. ПОРЯДОК РАСЧЕТА БОЛТОВ ДЛЯ ОБЩЕЙ
СХЕМЫ НАГРУЖЕНИЯ

4.1. Расчет при статической нагрузке
4.1.1. Расчетная осевая сила на наиболее нагруженном болте (болт с зазором)
Fб = 1,3Fзат + ?F, (4.1)
где Fзат определяется по формулам (3.6) и (3.11).
Если Fзат1 >> Fзат2 (например, в 1,5 и более раза), то для восприятия силы Fd следует применять разгружающие стык от сдвига устройства (п.6, с. 8), а в формулу (4.1) подставлять значение Fзат2.
4.1.2. Возможность затяжки болтов рабочим стандартным гаечным ключом определяется из соотношения Fзат = 70Fраб , откуда требуемое усилие рабочего: Fраб? = Fзат / 70 ? [Fраб] = [200…300] Н. (4.2)_
Если Fраб? << [Fраб], то необходим контроль затяжки при сборке.
Если Fраб? > [Fраб], то следует предусмотреть дополнительные меры по обеспечению Fзат .
4.1.3. В проектировочном расчете находят внутренний диаметр резьбы болта d1, мм: d1? = [4Fб / (?[?]p)]1/2, (4.3)
где [?]p = ?т / [S], МПа; ?т определяют по выбранному классу прочности;
[S] – коэффициент безопасности: при неконтролируемой затяжке [4, c.153]
[S] = 2200k / [900 – (70000 – Fб)2?10-7], (4.4)
где k = 1 – для нелегированной стали;
k = 1,25 – для легированной стали.
Если Fб ? 70000 Н, то (70000 – Fб) следует принимать равным нулю.
При контролируемой затяжке [5, c.53] [S] = 1,5…2,5, где большие значе-ния [S] – для болтов от М6 до М16; меньшие – для болтов больших М16.
Расчетный диаметр d1? округляется в большую сторону до d1 по ГОСТ 24705-81 (табл. Б4 приложения Б).
4.1.4. Конструктивно определяется длина болта l, мм:
l? = ??i + l3, (4.5)
где ??i – сумма толщин всех соединяемых деталей, мм;
l3 – запас на выход стержня болта за пределы гайки (с. 3), мм.
Длина l? округляется по ГОСТ на болты.
4.1.5. Если размеры болтов известны (например по конструктивным рекомендациям), то из формулы (4.3) определяют ?р и требуемую величину ?т?, МПа: ?р = 4Fб / (?d12), (4.6)
?т? = ?р[S] . (4.7)
По величине ?т? назначают безопасный класс прочности болта из условия ?т ? ?т?, где ?т – предел текучести материала, соответствующий выбранному классу прочности.
4.1.6. Площадь стыка соединяемых деталей проверяется на смятие:
?max ? [?]см,
где ?max = zFзат2 / Aст + (1 – ?)[? Fz / Aст + 103(Mx/ Wстx + My / Wстy)], (4.8)
знак плюс: Fz сжимает стык; знак минус: Fz отрывает стык;
[?]см [5, c.53] на стыке : для стали 0,8?т; для чугуна 0,4?в; для бетона
1…2 МПа; для дерева 2…4 МПа.

4.2. Расчет при переменной нагрузке
4.2.1. Из условия статической прочности (подраздел 4.1) по величине
Fбmax определяют размеры болтов.
4.2.2. Производят проверочный расчет по коэффициентам безопасности:
а) на предотвращение пластической деформации:
Sт = ?т / ?max = ?т / (?зат + 2?а) ? [Sт] = 1,25…2,5, (4.9)
где ?зат = 1,3Fзат / А1 – напряжение предварительной затяжки, МПа;
А1 – расчетная площадь сечения болта по d1, мм2 (табл. Б4 приложения Б);
?а = ?(Fбmax – Fбmin) / (2A1) – (4.10)
[4, c.154] амплитуда напряжений, МПа;
Fбmax и Fбmin – соответственно максимальная и минимальная внешняя нагрузка на оси болта по формуле (4.1), Н;
б) на ограничение амплитуды цикла [3, c.60]:
Sa = ?alim / ?a ? [Sa] = 2,5…4, (4.11)
где ?alim = ?-lр KdKv / K? – (4.12)
предельная амплитуда цикла, МПа;
?-lр – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений растяжение-сжатие; ориентировочно ?-lр = 0,36?в;
Kd – коэффициент влияния размеров болта :
резьба …….. М6 М10 М12…М24
Kd …………1,0 0,7 0,65;
Kv – коэффициент влияния качества поверхностного слоя:
– для накатанной (штампованной) резьбы Kv = 0,9…1,0;
– для нарезанной резьбы Kv = 0,85…0,95;
K? – эффективный коэффициент концентрации напряжений; для стальных болтов с метрической резьбой [8] :
?-1р, МПа 180 220 300 440 450
K? накатанная резьба 2,8 2,8 3,0 3,5 3,5
нарезанная резьба 3,6 3,7 4,0 4,5 4,6
5. ПРИМЕРЫ РАСЧЕТОВ

5.1. Пример 1. Болты крепления барабана
Рассчитать болты 1 в соединении (рис. 5.1) диска 2, к которому приварен цилиндр 3 барабана для намотки каната, со ступицей 4 по следующим данным:
сила на канате
(рис. 5.1, б) F = 70 кН;
диаметры: барабана D =
= 630 мм, расположения болтов D0 = 560 мм;
толщина диска ? =16 мм
Решение
1. Длина окружности расположения болтов
L0 = ?D0 = ??560 = 1759 мм. Шаг расположения болтов по длине L0

Рис. 5.1
равен (10…12)d, где d – наружный диаметр болта. Предварительно примем болты с резьбой М20, тогда число болтов z? на длине L0 будет равно: z? = 1759 /
/ (200…240) = 8,8…7,3. Принимаем z = 8 (с расположением их под углом 450).
2. Нагрузка на соединение: вращающий момент на барабане Т = FD /2000 = = 70000?630 / 2000 = 22050 Н?м; центральная сдвигающая сила F = 70 кН.
Наиболее нагруженным (рис. 5.1, б) является болт 1 (векторы сил FF и FT алгебраически складываются). Силы, действующие на болт 1:
а) по формуле (3.1) от F: FF = 70000 / 8 = 8750 Н;
б) по формуле (3.3) от Т: FT = 103?22050?280 / (8?2802) = 9844 Н;
в) полная сдвигающая сила Fd = FF + FT = 8750 + 9844 = 18594 Н.
При вращении барабана в положение 5 (рис. 5.1, б) болт 1 разгружается:
Fd = FT – FF = 9844 – 8750 = 1094 Н.
3. Вариант 1. Болт без зазора
Расчетный диаметр гладкого стержня болта dс:
а) из условия смятия по формуле (3.8):
dс? = Fd / (?[?]см) = 18594 / (16?84) = 13,83 мм, где [?]см = (0,3…0,4)?т . Для сварного из стали Ст3 барабана ?т = 240 МПа и тогда [?]см = 0,35?240 =
= 84 МПа. По ГОСТ 7817-80 (табл. А3 приложения А) ближайший больший d1=
= dc = 17 мм; резьба М16;

б) приняв класс прочности болта 5.8 (?т = 400 МПа), проверяем сечение стержня на срез по формуле (3.7):
? = 4?18594 / (1???172) = 81,9 МПа < 100 МПа,

где [?]ср = 0,25?400 = 100 МПа. Условие прочности на срез выполняется.
Для d = 16 мм длина l – l2 = 28 мм (рис. А2, табл. А3 приложения А). Для барабана (рис. 5.1, а) l2 = 2? = 2?16 = 32 мм. Тогда длина болта l должна равняться l2 + 28 = 60 мм.
Итак, назначаем БОЛТ М16–6g х 60.58.016 ГОСТ 7817-80.
4. Вариант 2. Болт с зазором
Как указано в п.1, принимаем восемь болтов М20: d1 = 17,294 мм (табл.Б4 приложения Б).Требуемая сила затяжки по формуле (3.6) при Fz = 0; К = 1,4; i = = 1; f = 0,15 Fзат1 = 1,4?18594 / (1?0,15) = 173544 Н.
Осевая сила на болте при затяжке соединения по формуле (4.1)
Fб = 1,3?173544 = 225607 Н.
Напряжения растяжения в стержне болта по формуле (4.6)
?р = 4?225607 / (??17,2942) = 960 МПа.
Требуемый предел текучести материала болта: ?т? = [S]?р = 1,5?960 =
= 1440 МПа, где (для примера) [S] = 1,5 – при контроле затяжки. Самый высо-кий класс прочности 12.9 может обеспечить ?т (12?9?10) равным только 1080 МПа, что недостаточно.
Отсюда следует, что в данном примере безусловное преимущество имеет соединение на болтах без зазора.

5.2. Пример 2. Крепление кронштейна к колонне




Рис. 5.2


Рассчитать болты без зазора крепления кронштейна 1 (рис. 5.2, а) к колонне 2, состоящей из двух швеллеров 20, по следующим данным: сила F =
= 32 кН ; вылет консоли L = 1 м; толщина листа кронштейна ? = 12 мм; число болтов в одном вертикальном ряду z = 3 (всего болтов в четырех рядах 12). Размеры конструкции приведены на рис. 5.2, а; размеры сечения швеллера 20 – на рис. 5.2, б, где размер а1 = 4?.
Решение
1. Назначаем материал основной конструкции сталь Ст3 ГОСТ 380-94, у которой ?в = (400…490) МПа, ?т = 240 МПа, [?]р = 160 МПа.
2. Требуемая высота h листа кронштейна 1 из условия прочности на изгиб при [?]и ? [?]р: h? = [6?103M / (?[?]р)]1/2 = [6?103?16000 / (12?160)]1/2 = 224 мм,
где М = FL/2 = 32000?1/2 = 16000 Н?м – изгибающий момент на одном листе кронштейна. Принимаем h = 250 мм; размеры а1 = 4? = 4?12 = 48 мм, а1 = (b –
– s) / 2 = (76 – 5,2) / 2 ? 35 мм, а = (h – 2а1) / (z – 1) = (250 – 2?48) / (3 – 1) =
= 77 мм – расстояние между осями болтов.
3. На соединение (с одной стороны кронштейна) действуют вращающий момент Т = М = 16000 Н?м и сдвигающая сила F = 16 кН, приложенные в центре масс О (рис. 5.2, в) в плоскости стыка. Силы, распределенные по болтам, показаны на рис. 5.2, в. Наиболее нагруженными из условия симметрии являются болты 1 и 3.
Сила FF = F/ (2z) = 16000 / (2?3) = 2670 Н. Расстояния ?i до осей болтов: ?1,3,4,6 = (х2 + y2)1/2 = (1652 + 772)1/2 = 182 мм; ?2,5 = х = 165 мм,
где (рис. 5.2, а,б) х = 200 – а2 = 200 – 35 = 165 мм.
Сила FT1 по формуле (3.3): FT1 = 103?16000?182 / (4?1822 + 2?1652) =
= 15580 Н. Суммарная сдвигающая сила Fd по формуле (3.5)
Fd = (15,582 + 2,672 + 2?15,58?2,67?0,9066)1/2 = 18 кН,
где cos? = x / ?1 = 165 / 182 = 0,9066.
4. Допускаемые напряжения на срез в болтах класса прочности 5.8 (?т = 400 МПа): [?]ср = 0,25?400 = 100 МПа.
Диаметр стержня болта без зазора из условий среза по формуле (3.7)
dc? = [4Fd / (i?[?]ср]1/2 = [4?18000 / (1???100)]1/2 = 15,14 мм.
По ГОСТ 7817-80 ближайший больший (табл. А3 приложения А) dc = d1 =
= 17 мм, что соответствует резьбе М16. Исходя из рис. 5.3, принимаем длину болта l = 50 мм, тогда (табл. А3) l – l2 = 28 мм, откуда l2 = 22 мм.
Проверяем боковые поверхности соеди-нения на смятие по формуле (3.8), где hmin =
= t = 9 мм (рис. 5.3), при допускаемых напря-
Рис. 5.3
жениях [?]см = 0,35?т = 0,35?400 = 140 МПа: ?см = 18000 / (17?9) = 118 МПа <
< 140 МПа. Условие прочности выполняется.
5. Длина болта (рис. 5.3) l? = 12 + 9 + 5,7 + 4 + 13 + 4 = 47,7 мм, принято l = 50 мм.
Комплект крепежных деталей :
БОЛТ М16–6g х 50.58 ГОСТ 7817-80;
ГАЙКА М16–6Н.5 ГОСТ 5915-70;
ШАЙБА 16.02 ГОСТ 10906-78;
ШАЙБА 16.65Г ГОСТ 6402-70.

5.3. Пример 3. Опора стяжной муфты

Рис. 5.4
Рассчитать болты крепления опоры 1 стяжной муфты (рис. 5.4) к двутав-ру 2 (№ 20), если F = 20 кН; с = 120 мм; а = 300 мм; b = 100 мм;b1 = (b – s) / 4 =
= (100 – 5,2) /4 ? 24 мм.
Решение
1. Ориентируясь на средний размер болтов, предварительно принимаем болты с резьбой М16 по ГОСТ 7798-70 (размер “под ключ” S = 24 мм, d1 =
= 13,835 мм) – установлены с зазором.
Согласно рис. А9 и табл. А11 приложения А расстояния (рис. 5.4) а1min = Emin = 16 мм, а2min = Аmin = 48 мм; принимаем а1 = 25 мм, а2 = 50 мм.
Тогда в пределах размера а = 300 мм можно разместить z = (a – 2a1) / a2 + 1 =
= (300 – 2?25) / 50 + 1 = 6 болтов ( в двух рядах z = 12).
2. Согласно распределению нагрузки от изгибающего момента M = Fc =
= 20000?0,12 = 2400 Н?м и сдвигающей силы F = 20000 Н наиболее нагруженным болтом на отрыв является болт 6.
По формуле (3.1) Fd = 20000 / 12 = 1667 Н.
По формуле (3.9)
FM 6 = 103?2400?125 / [2?2(1252 + 752 + 252)] = 3430 Н.
3. Требуемые усилия затяжки болтов :
а) из условия сдвига по формуле (3.6) при Fz = 0; i = 1; f = 0,2; K = 1,4
Fзат1 = 1,4?1667 / (1?0,2) = 11670 Н;
б) из условия отрыва по формуле (3.11), где К = 1,75; ? = 0,25 (стык жесткий); площадь Аст = ab = 300?100 = 30?103 мм2; момент сопротивления изгибу Wст = a2b / 6 = 3002?100 / 6 = 1,5?106 мм3,
Fзат2 = 1,75(1 – 0,25)(103?30?103?2400) / (12?1,5?106) = 5250 Н.
Сила Fзат1 в 2,2 раза больше Fзат2 , поэтому для восприятия сдвигающей силы установим два штифта 3 (рис. 5.5).
Осевая сила на болте 6 по формуле (4.1)
Fб = 1,3?5250 + 0,25?3430 = 7683 Н.
Возможность затяжки болтов рабочим по формуле (4.2)
Fраб? = 5250 / 70 = 75 Н < [200…300 Н].
Затяжка возможна стандартными гаечными ключами при ее контроле.
4. Допускаемый коэффициент безопасности при контролируемой затяжке [S] = 2. По формуле (4.7) требуемый предел текучести болта М16
?т? = 4Fб[S] / (?d12) = 4?7683?2 / (??13,8352) = 102,2 МПа.
Этому удовлетворяет любой класс прочности болтов. Принимаем 4.6, у кото-рого ?т = 240 МПа.
Определение длины болта см. в предыдущих примерах или в примере 5.
5. Расчет штифтов


Рис. 5.5
По формуле (3.7) из условия среза для стали Ст3 (?т = 240 МПа), где
[?]ср = 0,25?240 = 60 МПа, диаметр штифта
dш? = [4?20000 / (2?1???60)]1/2 = 14,6 мм.
Из условия смятия по формуле (3.8), где [?]см = 0,35?240 = 84 МПа, hmin =
= t = 8,4 мм: dш? = 20000 / (2?8,4?84) = 14,2 мм.
Принимаем (рис. 5.5) два конических штифта [1, c.109] диаметром d = 16 мм, длиной l = 40 мм (наименьшая длина для d = 16 мм) :
ШТИФТ 16 х 40 ГОСТ 3129-70.
Для установки штифтов необходимо увеличить размер а = 300 мм (рис. 5.4 и 5.5) до а3 = 350 мм. При этом Аст = 35?103 мм2; Wст = 2,04?106 мм3;
Fзат2 = 4504 Н; Fб = 1,3?4504 + 0,25?3430 = 6712 Н. Оставляя класс прочности 4.6 (?т = 240 МПа) и [S] = 2, получим [?]р = 240 / 2 = 120 МПа и d1?= [4?6712 /
/ (??120)]1/2 = 8,439 мм. Этому соответствуют (табл. Б4 приложения Б) d1 =
= 10,106 мм и резьба М12. Следовательно, диаметры предварительно принятых болтов М16 можно уменьшить до М12.

5.4. Пример 4. Фундаментные болты крепления колонны



Рис. 5.6 Рассчитать болты крепления колон-ны 1 (рис. 5.6) к фундаменту 2 по следу-ющим данным:
переменная сила F = 9…5 кН;
размер а = 180 мм; L = 4а, с = 3а,
b = 300 мм; швеллеры колонны – номер 16 (h = 160мм, bш = 64 мм).
Решение
1. Изгибающий момент относите-льно центра масс О осей болтов:
M = Fmax(L + a) = 9000?5?0,18 = 8100 Н?м
Сила на болте 1 (рис. 5.6) от момента М по формуле (3.9)
FM = 103?8100?180 / (2?2?1802) = 11250 Н.
Сила, сжимающая стык в зоне одного болта: FF = – 9000 / 4 = – 2250 Н.
Осевая сила в зоне болта 1 по формуле (3.10): F = – 2250 + 11259 = 9000 Н.
2. Потребная сила затяжки болтов по формуле (3.11), где К = 3 (нагрузка переменная); ? = 0,25 (стык жесткий); Fz = 9000 Н; площадь Аст = сb =
= 3?180?300 = 16,2?104 мм2; момент сопротивления изгибу Wст = bс2 / 6 =
= 300?5402 / 6 = 14,58?106 мм3 (с = 3а = 3?180 = 540 мм):
Fзат = 3 (1 – 0,25) [– 9000 + 103?16,2?104?8100 / (14,58?106)] / 4 = 45562 Н.
Требуемая сила рабочих для затяжки болтов
Fраб? = 45562 / 70 = 651 Н >> [200…300 Н].
Затяжка возможна двумя рабочими с удлинителем гаечного ключа.
3. Силы на оси болта по формуле (4.1)
Fбmax = 1,3?45562 + 0,25?9000 = 61480 Н;
Fбmin = 1,3?45562 + 0,25?5000 = 60481 Н.
4. Коэффициент безопасности при неконтролируемой затяжке по формуле (4.4)
[S] = 2200?1 / [900 – (70000 – 61480)2?10–7] = 2,46.
Внутренний диаметр резьбы болта класса прочности 5.8 при [?]р = 400 /
/ 2,46 = 163 МПа по формуле (4.3):
d1? = [4?61480 / (??163)]1/2 = 21,91 мм.
Диаметр d1? находится (табл. Б4 приложения Б) между d1 = 20,752 мм (М24) и d1 = 26,211 (М30). Применим класс прочности болтов 6.8, тогда [?]р =
= 480 / 2,46 = 195 МПа; d1? = 20,04 мм и можно принять резьбу М24 (d1 > d1?).
5. Проверка стыка на смятие (для бетона [?]см = 1…2 МПа).
Максимальное напряжение смятия на стыке по формуле (4.8):
?max = 4?45562 / (16,2?104) + (1 – 0,25)[9000 / (16,2?104) + 103?8100 /
/ (14,58?106)] = 1,58 МПа. Прочность фундамента на смятие обеспечивается.
6. Проверка сопротивления усталости болтов при переменной нагрузке.
Напряжение от предварительной затяжки болтов
?зат = 1,3Fзат / А1 = 1,3?45562 / 338,23 = 175 МПа, где А1 = ?d12 / 4 = ??20,7522 /
/ 4 = 338,23 мм2.
Амплитуда напряжений по формуле (4.10)
?а = ?(Fбmax – Fбmin) / (2А1) = 0,25 (61480 – 60481) / (2?338,23) = 1,48 МПа.
Коэффициент безопасности на предотвращение пластической деформа-ции по формуле (4.9)
Sт = 480 / (175 + 2?1,48) = 2,7 > [Sт] = 1,25…2,5 – условие выполняется.
Предельная амплитуда цикла по формуле (4.12), где ?-1р = 0,36?в =
= 0,36?600 = 216 МПа; Kd = 0,65; KV = 0,95 (резьба накатанная – см. табл. Б2 приложения Б для класса прочности 6.8); K? = 2,8: ?аlim = 216?0,65?095 / 2,8 =
= 47,64 МПа.
Коэффициент безопасности по амплитуде цикла (формула (4.11))
Sa = 47,64 / 1,48 = 32,2 > [Sa] = 2,5…4 – условие сопротивления усталости выполняется.
Таким образом, принимаем фундаментные болты с резьбой М24, длиной
l =20d = 480 мм, класса прочности 6.8. Конструкции болтов и фундамента см. в [7, c.339].

5.5. Пример 5. Болты крепления редуктора к раме
На рис. 5.7 изображены схемы нагружения (а) и стыка (б) редуктора Ц2.
Внешняя нагрузка:
ТБ = 40 Н?м – момент на входном валу 2 редуктора 1; ТТ = 950 Н?м – момент на выходном валу 3; Fцy = 3475 Н и Fцz = 5430 Н – проекции силы ведущей звездочки 6 цепной передачи по осям y и z.
Координаты оси выходного вала (приложения сил Fцy и Fцz) отно-сительно центра масс О: f = 160 мм, с = 205 мм, h = 150 мм.
Лапы 5 редуктора привинчены к раме 7 четырьмя болтами 4 с резьбой
М16 – болты с уменьшенными головками “под ключ” по ГОСТ 7796-70 (S = 22 мм, d1 = 13,835 мм). Размеры стыка (рис. 5.7, б) взяты с чертежа редуктора.
Требуется обеспечить прочность болтов; массой редуктора пренебречь.


Рис. 5.7
Решение
1. Координаты расположения осей болтов: х = 140 мм, y = 280 мм.
2. Проекции внешней нагрузки на центральные оси плоскости стыка:
Fx = 0; Fy = Fцy = 3475 Н; Fz = Fцz = 5430 Н; Mx = TT – TБ – Fцzf + Fцyh =
= 950 – 40 – 5430?0,16 + 3475?0,15 = 563 Н?м; Мy = Fцzс = 5430?0,205 = 1113 Н?м
Tz = Fцyс = 3475?0,205 = 712 Н?м.
3. Нагрузка на один болт от центральных сил по формуле (3.1)
FFy = 3475 / 4 = 869 Н; FFz = 5430 / 4 = 1358 Н.


Рис. 5.8 Нагрузка на один болт от вращающего момента Tz (рис. 5.8) по формуле (3.3)
FT = 103?712?313 / (4?3132) = 569 Н,
где ? = (x2 + y2)1/2 = (1402 + 2802)1/2 = 313 мм.
Наиболее нагруженные болты на сдвиг – 1 и 2 (симметричные). Суммарная сдвигающая сила на болтах 1 или 2 по формуле (3.5):
Fd = (5692 + 8692 + 2?569?869?0,4473)1/2 = 1233 Н,
где cos? = x / ? = 140 / 313 = 0,4473.
4. Болты установлены с зазором.
Стык жесткий (? = 0,25).
Усилие затяжки из условия отсутствия сдвига деталей в стыке по формуле (3.6) при К = 1,3; i = 1; f = 0,2 (сила Fz – отрывающая)
Fзат1 = 1,3?1233 / (1?0,2) + (1 – 0,25)?5430 / 4 = 9033 Н.
5. Наиболее нагруженный на отрыв болт – 1 (рис. 5.7, б) – векторы сил от Fz, Mx, My алгебраически складываются.
Силы от изгибающих моментов на оси болта 1 по формуле (3.9), где m =
= 2, n = 1: FMx = 103?563?280 / (2?2?2802) = 503 Н;
FMy = 103?1113?140 / (2?2?1402) = 1988 Н.
Суммарная осевая сила в зоне болта 1 (рис. 5.7, б) по формуле (3.10)
F = 1358 + 503 + 1988 = 3849 Н.
6. Усилие затяжки из условия нераскрытия стыка по формуле (3.11), где К = 1,75 (нагрузка постоянная); Аст = 2?60?600 = 72?103 мм2; Wстх = 2BL2 / 6 =
= 2?60?6002 / 6 = 7,2?106 мм3; Iстy = 2?(LB3/12 + x2LB) = 2?(600?603/12 +
+ 1402?600?60) = 14,33?108 мм4; Wстy = 14,33?108 / 160 = 9?106 мм3 (xmax = 160 мм до ребра опрокидывания):
Fзат2 = 1,75?(1 – 0,25){5430 + 103?72?103[563 / (7,2?106) +
+ 1113 / (9?106)]} / 4 = 6551 Н.
Так как Fзат1 = 9033 Н > Fзат2 = 6551 Н, то в дальнейшем расчете принимаем Fзат = Fзат1 = 9033 Н.
Возможность затяжки болтов рабочим:
Fраб? = 9033 / 70 = 129 Н < [200…300 Н].
Затяжка болтов возможна одним рабочим стандартным гаечным ключом.
7. Расчетная сила на оси болта по формуле (4.1)
Fб = 1,3?9033 + 0,25?3849 = 12705 Н.
8. Коэффициент безопасности при неконтролируемой затяжке по форму-ле (4.4) [S] = 2200?1 / [900 – (70000 – 12705)2?10–7] = 3,85.
Расчетная величина ?т? материала болта по формуле (4.7)
?т? = 4Fб[S]/ (?d12) = 4?12705?3,85 / (??13,8352) = 325 МПа.
Назначаем классы прочности: болтов 5.8 (?т = 400 > 325 МПа); гаек 5.
9. По ширине лапы редуктора В = 60 мм для рамы выбираем швеллер 16 (из условия bш = 64 мм ? ? В = 60 мм – рис. 5.9). Длина болта l? = S1 + t + ? – – Sц + S + m + n, где S1 = 5,7 мм – средняя толщина косой шайбы 16; t = 8,4 мм – средняя толщина полки швеллера 16; ? = 18 мм – толщина лапы редуктора; Sц = 1…2 мм – глубина цековки; S = 3,5 мм – толщина пружинной шайбы 16; m = 13 мм – высота гайки М16; n = l3 = (0,2…0,3)d = 3,2…4,8 мм –

Рис. 5.9
– выход резьбового конца болта; l? = 5,7 + 8,4 + 18 – (1…2) + 3,5 + 13 +
+ (3,2…4,8) = 49,8…52,4 мм. По ГОСТ 7796-70 принимаем l = 50 мм.


10. Комплект крепежных деталей :
БОЛТ М16–6g х 50.58.016 ГОСТ 7796-70;
ГАЙКА М16–6Н.5.016 ГОСТ 5915-70;
ШАЙБА 16 65Г ГОСТ 6402-70;
ШАЙБА 16 01 ГОСТ 10906-78.


6. СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Детали машин: Атлас конструкций: В 2 ч.. Ч.1 / Под ред. Д.Н. Решетова. – М.: Машиностроение, 1992.
2. Анурьев В.И. Справочник конструктора–машиностроителя: В 3 т.. Т.1.– М.: Машиностроение, 1999.
3. Леликов О.П. Основы расчета и проектирования деталей и узлов машин: Конспект лекций по курсу “Детали машин”.– М.: Машиностроение, 2002.
4. Кудрявцев В.Н. Детали машин: Учеб.– Л.: Машиностроение, 1980.
5. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб.– М.: Высш. шк., 1998.
6. Решетов Д.Н. Детали машин: Учеб.– М.: Машиностроение, 1989.
7. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.– М.: Высш. шк., 2001.
8. Биргер И.А. и др. Расчет на прочность деталей машин. – М.: Машино-строение, 1993.


ПРИЛОЖЕНИЕ А
Таблица А1
Диаметры сквозных отверстий dh под болты с зазором по ГОСТ 11284-75
размеры, мм
Диаметр болта d 4 5 6 8 10 12 16 20 24 30
Диаметры
отверстий
dh по ряду 1 4,3 5,3 6,4 8,4 10,5 13 17 21 25 31
2 4,5 5,5 6,5 9 11 14 18 22 26 33
3 4,8 5,8 7 10 12 15 19 24 28 35
Примечание: 1-й ряд применяют при обработке отверстий по кондукторам; 2-й ряд – по разметке, пробивке штампом, литье нормальной точности под болты; 3-й ряд – то же, что и 2-й ряд – под винты и шпильки, а также отверстия по окружности.

Рис. А1




Таблица А2
Болты с шестигранной головкой
размеры, мм
Номинальный диаметр резьбы болта d 6 8 10 12 16 20 24 30
0P
крупный 1 1,25 1,5 1,75 2 2,5 3 3,5
мелкий – 1 1,25 1,5 2
SS по ГОСТ 7798-70 10 13 17 19 24 30 36 46
по ГОСТ 7796-70 10 12 14 17 22 27 32 41
HH по ГОСТ 7798-70 4 5,3 6,4 7,5 10 12,5 15 18,7
по ГОСТ 7796-70 4 5 6 7 9 11 13 17
DD по ГОСТ 7798-70 10,9 14,2 18,7 20,9 26,2 33 39,6 50,9
по ГОСТ 7796-70 10,9 13,1 15,3 18,7 23,9 29,6 35 45,2
dd3 1,6 2 2,5 3,2 4 5 6,3
l / l0 8-20
x 8-25
x 10-30
x 16-30
x 20-40
x 25-50
x 35-60
x 45-70
x
25-90
18 30-100
22 35-150
26 35-150
30 45-150
38 55-150
46 65-150
54 75-150
66
– – 160 –200
32 160 –260
36 160 –300
44 160 –300
52 160 –300
60 180 –300
72
l – l1 4 5 6 7 9
Примечания
1. Диаметры резьбы d: по ГОСТ 7798-70 – 6…48 мм; по ГОСТ 7796-70 – 8…48 мм.
2. Ряд длин болтов l: 8…16 (через 2), 20…80 (через 5), 90…200 (через 10), 200…300 (через
20) мм. Знаком х отмечены болты с резьбой по всей длине стержня.
3. Примеры обозначения болтов : а) исполнения 1, диаметром резьбы d = 20 мм, длиной
l = 100 мм, с крупным шагом резьбы класса точности В, с полем допуска 6g, класса прочно-сти 6.6, без покрытия, по ГОСТ 7798-70 – БОЛТ М20–6g х 100.66 ГОСТ7798-70;
б) исполнения 2, d = 12 мм, l = 60 мм, с мелким шагом резьбы, класса точности В, с полем допуска 6g, класса прочности 5.8, с цинковым покрытием толщиной 6 мкм по ГОСТ 7796-70 – БОЛТ 2М12 х 1,25–6g х 60.58.016 ГОСТ 7796-70.
Рис. А2 Таблица А3
Болты повышенной точности с шестигранной уменьшенной головкой для отверстий из-под развертки по ГОСТ 7817-80

размеры, мм
d d1 d2 l3 r H S D l l – l2
6 7 4 1,5 0,2 4 10 11 20…35 12
40…75 15
8 9 5,5 2 0,4 5,5 12 13,2 30…35 15
40…80 18
10 11 7 2,5 0,4 7 14 15,5 30…35 18
40…105 20
12 13 8,5 3 0,6 8 17 18,9 35…105 22
16 17 12 4 0,6 10 22 24,5 45…105 28
20 21 15 5 0,8 13 27 30,1 55…105 32
24 25 18 6 0,8 15 32 35,8 60…105 38
30 32 23 7,5 0,9 19 41 45,9 75…210 50
Примечания
1. По ГОСТ 7817-80 диаметры резьбы d = 6…48 мм.
2. Ряд длин болтов l: 20…80 (через 5), 80…200 (через 10), 200…300 (через 20) мм. При
d = 6 мм l ? 75 мм; при d = 8 мм l ? 80 мм; при d = 10 мм l ? 120 мм; при d = 12 мм l ?
? 180 мм; при d = 16…24 мм l ? 200 мм.
3. Обозначение болтов см. в примечании к табл. А2.

Рис. А3



Таблица А4
Длина ввинчиваемого резьбового конца l1 шпилек, мм
Номинальный диаметр
резьбы d 6 8 10 12 16 20 24 30
l1 = 1d 6 8 10 12 16 20 24 30
l1 = 1,25 d 7,5 10 12 15 20 25 30 38
l1 = 1, 6 d 10 14 16 20 25 32 36 48
l1 = 2 d 12 16 20 24 32 40 48 60
l1 = 2,5 d 16 20 25 30 40 50 60 75
Таблица А5
Длины шпилек l и гаечных концов l0, мм
d 6 8 10 12 16 20 24 30
l l0 16…20
x 16…25
x 16…30
x 25…35
x 35…45
x 40…55
x 45…65
x 60…80
x
25…120
18 30…120
22 35…120
26 40…120
30 50…120
38 60…120
46 70…120
54 85…120
66
130…160
24 130…200
28 32 36 44 52 60 72
– – – 220 220…240 220…260
85
– – 49 57 65 73
Окончание табл. А5
Примечания
1. Диаметры резьбы шпилек d = 2…48 мм.
2. Ряд длин болтов l: 10…16 (через 2), 20…90 (через 5), 90…200 (через 10), 200…300 (через 20) мм. Знаком х отмечены шпильки с длиной l0 = l – 0,5d – 2P, где Р – шаг резьбы (см. табл. А2).
3. Обозначение шпилек такое же, как у болтов (см. табл. А2).



Таблица А6
Гайки шестигранные класса точности В
размеры, мм
Рис. А4
Номинальный диаметр резьбы болта d 6 8 10 12 16 20 24 30
0P
крупный 1 1,25 1,5 1,75 2 2,5 3 3,5
мелкий – 1 1,25 1,5 2
SS 10 13 17 19 24 30 36 46
с уменьшенным S – 12 14 17 22 27 32 41
DD 10,9 14,2 18,7 20,9 26,2 33 39,6 50,9
с уменьшенным S – 13,1 15,3 18,7 23,9 29,6 35 45,2
HH нормальной высоты 5 6,5 8 10 13 16 19 24
b*
2 2,5 2,8 3,5 4,5 5,5 7
h
5 6,5 8 10 13 16 19 24
размер шплинта 1,6 x
16 7 x 20 2,5 x
25 3,2 x
32 4 x 36 4 x 40 5 x 45 6,3 x
60
Примечания
1.* – число прорезей на гайках равно шести. 2. Примеры обозначения гаек по ГОСТ 5915-70 :
а) исполнения 1, диаметром резьбы d = 16 мм, с крупным шагом и полем допуска 6Н, класса прочности 6, без покрытия – ГАЙКА М16–6Н.6 ГОСТ 5915-70;
б) то же исполнения 2, с мелким шагом резьбы, класса прочности 5, с покрытием 01 толщиной 6 мкм – ГАЙКА 2М16 х 1,5–6Н.5.016 ГОСТ 5915-70.
Таблица А7
Винты класса точности А по ГОСТ 11738-84, класса точности В по ГОСТ 17473-80 и
ГОСТ 17475-80 размеры, мм
Диаметр резьбы d 4 5 6 8 10 12 16 20
Общее Р крупный 0,7 0,8 1 1,25 1,5 1,75 2 2,5
мелкий – – – 1 1,25 1,5
D 7 8,5 10 13 16 18 24 30
b 1 1,2 1,6 2 2,5 3 4 5
ГОСТ
11738 S 3 4 5 6 8 10 14 17
h 2 2,5 3 4 5 6 8 10

Окончание табл. А7
Диаметр резьбы d 4 5 6 8 10 12 16 20
ГОСТ 11738 l / l0 6-16
x 8-16
x 10-20
x 12-25
x 14-30
x 20-30
x 25-40
x 30-50
x

20-40
14 20-50
16 25-60
18 30-80
22 35-100
26 35-120
30 45-120
38 55-120
46
130
36 130-160
44 130-200
52
ГОСТ 17473 H 2,8 3,5 4,2 5,6 7 8 11 14
h не менее 1,6 2,1 2,3 3,26 3,76 3,96 4,76 5,76
не более 2 2,5 2,7 3,74 4.24 4,44 5,24 6,24
l / l0 4-16
x 6-16
x 7-20
x 12-25
x 18-30
x 22-30
x 30-40
x 40-50
x

20-40
14 20-50
16 25-60
18 30-70
22 35-70
26 35-85
30 45-95
38 55-120
46
D 7,4 9,2 11 14,5 18 21,5 28,5 36
ГОСТ 17475 H 2,2 2,5 3 4 5 6 8 10
h не менее 0,8 1 1,2 1,6 2 2,4 3,2 4
не более 1,1 1.35 1,6 2,1 2,6 3 4 5
l / l0 5-16
x 6-16
x 8-20
x 10-25
x 12-30
x 16-30
x 30-40
x 40-50
x

20-40
14 20-50
16 25-60
18 30-80
22 35-100
26 35-100
30 45-100
38 55-120
46
Примечания. 1. Ряд длин винтов l: а) по ГОСТ 11738-84: 6…16 (через 2), 20…80 (через 5), 80…200 (через 10), 200…300 (через 20) мм. б) по ГОСТ 17473-80 и 17475-80: 4…12 (через 1), 12…16 (через 2), 20…80 (через 5), 80…120 (через 10) мм. Знаком х отмечены винты с резьбой по всей длине l.
2. Примеры обозначения винтов:
а) ВИНТ М12–6g х 50.58.059 ГОСТ 11738-84;
б) ВИНТ АМ8–6g х 16.66 ГОСТ 17473-80.

Рис. А5




Тэги: учебное пособие, расчет болтовых соединений, указания по курсу "детали машин и основы конструирования", основные типы крепежных деталей, классы прочности, порядок расчета болтов для общей схемы нагружения



x

Уважаемый посетитель сайта!

Огромная просьба - все работы, опубликованные на сайте, использовать только в личных целях. Размещать материалы с этого сайта на других сайтах запрещено. База данных коллекции рефератов защищена международным законодательством об авторском праве и смежных правах. Эта и другие работы, размещенные на сайте allinfobest.biz доступны для скачивания абсолютно бесплатно. Также будем благодарны за пополнение коллекции вашими работами.

В целях борьбы с ботами каждая работа заархивирована в rar архив. Пароль к архиву указан ниже. Благодарим за понимание.

Пароль к архиву: 4Q3516

Я согласен с условиями использования сайта