Напряжение по резьбовому соединению

Какие напряжения испытывает болт при затяжке соединения

Напряженное состояние затянутого резьбового соединения.

При затяжке болтового соединения ключом детали сжимаются между гайкой, навинчиваемой на резьбовой колец болтали головкой болта (см. рисунок 73, а). Болт оказывается растянутым такой же силой, с которой сжимаются детали. При дальнейшей затяжке гайки стержень бол­та испытывает еще и напряжения кручения. Для большинства болтов мо­мент, скручивающий его стержень, равен моменту в резьбе Тр, так как момент трения на торце гайки или головке болта через его стержень не передается. Таким образом, в стержне болта возникает сложное напряженное состояние — напряжение растяжения и кручения. Эквивален­тное напряжение определяют по зависимости:

Если вынести множитель sр = 4F/ (p × d1 2 ) за знак корня, то получим:

Для стандартных винтов с нормальной метрической резьбой, для которой Y = 2 0 30’, d2 = 1.12 × d1, f = 0.15, и b’ = 8 0 40’, [11,с.82], получим:

Таким образом, расчет винтов (с нормальной метрической резь­бой), работающих при значительной силе предварительной затяжки, можно выполнять только на растяжение по эк­вивалентному напряжению, увеличенному в 1,3 раза.

Дата добавления: 2015-02-19 ; просмотров: 1624 ; ЗАКАЗАТЬ НАПИСАНИЕ РАБОТЫ

Расчет резьбовых соединений при различных случаях нагружения

Стержень винта нагружен только растягивающей силой.

Этот случай встречается редко. Примером служит нарезанный участок крюка для подвешивания груза (рисунок 4.25). Опасным бывает сечение, ослабленное резьбой. Расчет сводится к определению внутреннего диаметра резьбы d1 из условия прочности на растяжение, которое имеет вид:

где [] – допускаемое напряжение на растяжение для винта (болта);

где – предел текучести материала болта; [пT] – требуемый (допускаемый) коэффициент запаса прочности.

Для болтов из углеродистой стали принимают [пT] = 1,5 – 3. Большие значения коэффициента запаса [пT] принимают при невысокой точности определения величины нагрузки F или для конструкций повышенной ответственности.

Рисунок 4.25 – Грузовой крюк под нагрузкой

Болт затянут, внешняя нагрузка отсутствует. Примером служат болты для крепления ненагруженных герметичных крышек и люков корпусов машин (рисунок 4.26). В этом случае стержень болта растягивается осевой силой Fgam, возникающей от затяжки болта, и закручивается моментом сил в резьбе Тр – формула (4.7). Напряжение растяжения от силы Fgam

Напряжение кручения от момента Тp

Требуемое значение силы затяжки определяют следующим образом:

где А – площадь стыка деталей, приходящаяся на один болт, см – напряжения смятия в стыке деталей, значение которого выбирают по условиям герметичности.

Прочность болта определяют по эквивалентному напряжению:

Рисунок 4.26 – Соединение под действием усилия затяжки

Практические вычисления показывают, что для стандартных метрических резьб эк 1,3.

Рис. 4.26. Соединение под действием усилия затяжки

Это позволяет рассчитывать болты на прочность по следующей упрощенной формуле:

Рис. 4.26. Соединение под действием усилия затяжки
Рис. 4.26. Соединение под действием усилия затяжки

где [σ] – допускаемые напряжения на растяжение для винта (болта), определяемое по формуле (4.17).

Практикой установлено, что болты с резьбой, меньше М10, можно повредить при недостаточно квалифицированной затяжке. Поэтому в силовых соединениях не рекомендуют применять болты малых диаметров (меньше М8). На некоторых производствах для затяжки болтов используют специальные ключи предельного момента. Эти ключи не позволяют приложить при затяжке момент, больше установленного.

Читайте также: Реле контроля напряжения tdm a3m 32a

Болтовое соединение нагружено силами в плоскости стыка.

Условием надежности соединения является отсутствие сдвига деталей в стыке. Конструкция может быть собрана по двум вариантам.

Болт поставлен с зазором (рисунок 4.27). В этом случае болт ставится с зазором в отверстие деталей. При затяжке болта на стыке деталей возникают силы трения F,которые препятствуют относительному их сдвигу. Внешняя сила F непосредственно на болт не передается, поэтому его рассчитывают по силе затяжки F. Рассматривая равновесие детали 2, получим условие отсутствия сдвига деталей

где i – число плоскостей стыка деталей (на рисунке 4.27 – i = 2; при соединении только двух деталей i = 1); – коэффициент трения в стыке (= 0,15 – 0,2 для сухих чугунных и стальных поверхностей); К – коэффициент запаса по сдвигу деталей (К = 1,3 – 1,5 при статической нагрузке, К = 1,8 – 2 при переменной нагрузке).

Рисунок 4.27 – Болт поставлен с зазором

Как известно при затяжке болт работает на растяжение л кручение поэтому прочность болта оценивают по эквивалентному напряжению – формула (4.21). Так как внешняя нагрузка не передается на болт, его рассчитывают только на статическую прочность по силе затяжки даже при переменной внешней нагрузке. Влияние переменной нагрузки учитывают путем выбора повышенных значений коэффициента запаса.

Рисунок 4.28 – Болт поставлен без зазора

Болт поставлен без зазора (рисунок 4.28). В этом случае отверстие калибруют разверткой, а диаметр стержня болта выполняют с допуском, обеспечивающим беззазорную посадку. При расчете прочности данного соединения не учитывают силы трения в стыке, так как затяжка болта не контролируется. В общем случае болт можно заменить штифтом.

Стержень болта рассчитывают по напряжениям среза и смятия. Условие прочности по напряжениям среза будет иметь вид:

где i – число плоскостей среза (на рисунке 4.28, a i = 2; при соединении только двух деталей – рис. 4.28, б i = 1); [τ] – допускаемое напряжение на срез для стержня болта:

Диаметр стержня болта d определяют из условия прочности на срез формула (4.24):

Закон распределения напряжений смятия по цилиндрической поверхности контакта болта и детали (рисунок 4.29) трудно установить точно. Это зависит от точности размеров и форм деталей соединения. Поэтому расчет на смятие производят по условным напряжениям. Эпюру действительного распределения напряжений (рисунок 4.29, а) заменяют условной с равномерным распределением напряжений (рисунок 4.29, б).

Для средней детали (и при соединении только двух деталей)

Формулы (4.27) и (4.28) справедливы для болта и 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 постановки болтов с зазором и без зазора (рисунок 4.27 и 4.28), следует отметить, что первый вариант дешевле второго, так как не требует точных размеров болта и отверстия. Однако условия работы болта, поставленного с зазором, хуже, чем без зазора.

Читайте также: Измерение напряжения датчиком холла

Так, например, приняв коэфициент трения в стыке деталей = 0,2, К = 1,5 и i = 1, из формулы (4.23) получим Fзаm = 7,5F. Следовательно, расчетная нагрузка болта с зазором в 7,5 раз превышает внешнюю нагрузку. Кроме того, вследствие нестабильности коэффициент трения и трудности контроля затяжки работа таких сопений при сдвигающей нагрузке недостаточно надежна.

Рисунок 4.29 – Распределение напряжений смятия по цилиндрической поверхности контакта болта и детали

Болтовое соединение предварительно затянуто при сборке и гружено внешней осевой растягивающей силой. Этот случай соединения (рисунок 4.30) часто встречается в машиностроении для крепления крышек цилиндров, подшипниковых узлов и т. п. Обозначим: Fз – сила предварительной затяжки болта при сборке; F – внешняя растягивающая нагрузка, приходящаяся на один болт. Предварительная затяжка болтов должна обеспечить герметичность соединения или нераскрытие стыка под нагрузкой.

В результате предварительной затяжки болта силой Fз (рисунок 4.30, б и рисунок 4.31) он удлинится на величину Δlб, а детали стыка сожмутся на Δlд (на рисунках для большей наглядности величины Δlб и Δlд сильно увеличены).

При действии на предварительно затянутый болт внешней растягивающей нагрузки F (рисунок 4.30, в и рисунок 4.31) болт дополнительно удлинится на величину Δl’б, а сжатые детали частично разгрузятся и восстановят свою толщину на Δl’д, причем, в пределах до раскрытия стыка,

Рисунок 4.30 – Схема для расчета болтового соединения:

в – к затянутому болту приложена внешняя сила F

Рисунок 4.31 – Изменение нагрузки и деформации в болтовом соединении с предварительной затяжкой и последующим нагружением осевой растягивающей силой

Действие сжатых деталей на болт уменьшится и составит Fcm (рисунок 4.30, и рисунок 4.31), которое называется остаточным усилием затяжки.

В этом случае часть внешней нагрузки пошла на разгрузку стыка Fд, а оставшаяся часть внешней нагрузки пошла на догружение болта Fб. В итоге можно записать:

Известно, что деформация определяется по формуле:

где F – нагрузка, l – длина нагружаемого участка, Е – модуль продольной упругости, А –площадь поперечного сечения, на которой действует нагрузка.

Выражение – называется податливостью, тогда . Равенство (4.29) можно записать в виде: , тогда , последнее подставляем в (4.30). В результате получаем , откуда

где – коэффициент внешней нагрузки, – податливость деталей, – податливость болта.

После подстановки (4.31) в (4.30) получим Fд + F= F, откуда

Коэффициент внешней нагрузки показывает, какая часть внешней нагрузки F идет на догружение болта F , а оставшаяся часть

F(l- ) идет на разгрузку деталей в стыке см. (4.31) и (4.32).

Полное усилие или расчетная (суммарная) нагрузка на болт F (рисунок 4.31)

Условие нераскрытия стыка Fcm > 0. На рис. 4.31 видно, что

тогда условие нераскрытия стыка будет иметь вид Fд-F(1 – )>0 или F3 > F(1 — ). На практике рекомендуют принимать

где Кз – коэффициент запаса затяжки, тогда расчетное усилие Fр определяют по формуле:

Читайте также: Какое напряжение в рельсовых цепях

при постоянной нагрузке Кз – (1,25-2), при переменной нагрузке Кз = (2,54).

Определение податливости болта и деталей.

В простейшем случае при болтах постоянного сечения и однородных деталях (рис. 4.32)

где Еб и Ед – модули упругости материалов болта и деталей; Аб и Ад – площади сечения болта и деталей; lб – длина болта, участвующая в деформации; lд = δ1 + δ 2 – суммарная толщина деталей; приближенно lб= lд.

Рисунок 4.32 – Конусы давления

В формуле (4.36) под расчетной площадью Ад принимают площадь только той части деталей, которая участвует в деформации от затяжки болта. Условное определение этой площади в простейшем случае изображено на рисунке 4.32. Здесь полагают, что деформации от гайки и головки болта распространяются в глубь деталей по конусам с углом 30°, или tg = 0,5. Приравнивая объем этих конусов к объему эквивалентного цилиндра, находим его наружный диаметр D1 и площадь цилиндра Ад

Опыт расчетов и эксплуатации конструкций показывает, что коэффициент обычно небольшой.

При приближенных расчетах принимают:

1. Для соединений стальных и чугунных деталей, без упругих прокладок = 0,2 – 0,3.

2. Для соединений стальных и чугунных деталей с упругими прокладками (асбест, поронит, резина и др.) = 0,4 – 0,5.

3. В уточненных расчетах определяют значения д и б, а затем .

При проектировании резьбовых соединений основным правилом является: жесткие фланцы – податливые болты.

Если болт затянут предварительно, до приложения внешней нагрузки, то расчетное усилие на болт с учетом влияния кручения при затяжке

Прочность болта при переменных нагрузках. Наиболее характерным случаем действия переменных внешних нагрузок на болтовые соединения является действие нагрузок, изменяющихся от 0 до F (по отнулевому циклу).

Рисунок 4.33 – Диаграмма изменения напряжений при переменной нагрузке

Переменная нагрузка F распределяется между болтом и затянутым стыком, причем на винт приходится доля, равная (см. диаграмму на рис.

Амплитуда напряжения болта

где Аб – площадь опасного сечения болта.

где з – напряжения затяжки.

Опыт эксплуатации резьбовых соединений, подверженных действию переменных нагрузок, а также испытания соединений на усталость показывают целесообразность значительной начальной затяжки соединений для болтов из углеродистых сталей равной (0,6 – 0,7)т, а из легированных сталей – (0,4 – 0,6)т.

Затяжка увеличивает усталостную прочность болтов (так как уменьшает переменную составляющую напряжений в болтах) и соединяемых деталей (так как уменьшает микросдвиги). Следует учитывать, что напряжения затяжки при эксплуатации могут несколько снизиться вследствие обмятия микронеровностей на стыках и релаксации напряжений в болтах.

В расчетах проверяют запас прочности по амплитудам и максимальным напряжениям.

Запас прочности по амплитудам определяют как отношение предельной амплитуды (приближенно принятой равной пределу выносливости винта при симметричном цикле нагружения) ал = к действующей амплитуде напряжений :

Значения эффективного коэффициента концентрации напряжений К для метрической резьбы соединений винт–гайка из углеродистых сталей принимают равными 4 – 6, из легированных сталей с в

  • Напряжение
  • Реле
  • Трансформатор
  • Что такое рекуперация на электровозе
  • Чем отличается электровоз от тепловоза
  • Чем глушитель отличается от резонатора
  • Стойки стабилизатора как определить неисправность
  • Стабилизатор поперечной устойчивости как работает

Расчет напряжений резьбовых соединений, нагруженных внешней осевой силой

Примером таких болтов могут служить болты крепления крышек цилиндров, находящихся под давлением (рис. 19.1). Условие работоспособности такого соединения – герметичность или нераскрытие стыка под давлением. Считаем, что усилие Q распределяется между болтами фланца равномерно. Введем обозначения— внешняя сила, где z – число болтов по фланцу; Fзат – усилие затяжки болтов; Fб осевое усилие на болт; Fст – усилие, приходящееся на прокладку (стык) от одного болта. 
Рис. 19.2


Рис. 19.1
На рисунке 19.2 показана расчетная модель болтового соединения деталей Ф1 и Ф2 с прокладкой. Слева показано соединение при Fвн=0. В этом случае Fб=Fст=Fзат. При приложении внешней нагрузки (Fвн>0) в направлении указанном на рисунке справа, уменьшается деформация сжатия прокладки и зоны фланцев деталей, расположенных у прокладки, но т.к. усилие затяжки не изменилось, значит уменьшилось усилие на стыке, т.е. FстFзат , (19.1) иначе стык раскроется. По условию равновесия соединения Fб=Fст+Fвн . (19.2) Учитывая неравенство (19.1), получим FбFзат+Fвн , (19.3)

Рекомендуемые материалы

Маран Программная инженерия

Программная инженерия

Типовой расчет на оценку 5

Вычислительные методы

Решение всех 30 билетов к экзамену 2021-2022г (Теория + Задач)

Ответы всех билетов к экзамену 2022г-2023г

Решения всех билетов к экзамену 2022-2023г (Теория + Задач)

Метрология, стандартизация и сертификация (МСиС)

следовательно, только, часть внешнего усилия Fвн, которую обозначим Fвн, прибавляется к усилию затяжки Fб=Fзат+Fвн‘. (19.4). Отношение называется коэффициентом внешней нагрузки. Следовательно, имеем . (19.5) Из уравнения(19.2) получаем . (19.6) Для предупреждения раскрытия стыка надо выполнить условие >0, т.е. . (19.7) В расчетной практике принимают , (19.8) где k – коэффициент затяжки. По условию нераскрытия стыка: k=1,25¸2 – при постоянной нагрузке; k=2,5¸4 – при переменной нагрузке. По условию герметичности в стыке: k=1,3¸2,5 — при мягкой прокладке; k=2¸3,5– при фасонной металлической; k=3¸5 – при плоской металлической прокладке. Следовательно, растягивающая сила , действующая на болт, после предварительной затяжки и приложения внешней силы равна или . (19.9) При отсутствии последующей затяжки болт рассчитывают с учетом его кручения от момента трения в резьбе Тр по расчетной силе или . (19.10) Для расчета по формуле (19.10) необходимо знать х. Задача о распределении нагрузки между винтом и стыком является статически неопределимой и решается с помощью условия совместности перемещений. Очевидно, что под действием внешней нагрузки в пределах до раскрытия стыка болт удлиняется настолько, насколько уменьшается сжатие деталей, т.е. , где — деформация болта, — деформация деталей. ; ; ; , (19.11) где— податливость болта, равная деформации болта под действием силы в 1Н; — податливость соединенных деталей и стыка между ними. При отсутствии упругих прокладок коэффициент внешней нагрузки х=0,2¸0,3. При наличии упругих прокладок х может быть близок к единице. Дополнительные условия повышения герметичности стыка: 1. Высокая чистота (малая шероховатость) соединенных поверхностей, т.к. шероховатости поверхности в процессе работы сминаются и остаточная затяжка стыка уменьшается; 2. Чем меньше число стыков, тем больше гарантирована остаточная затяжка; 3. Высокая чистота обработки поверхности резьбы болта для уменьшения смятия шероховатостей и ослабления остаточной затяжки; 4. Контровка резьбового соединения; 5. Повышение упругости прокладок.

Определение податливости болтов и соединяемых деталей

Определение податливости болта , где Е – модуль упругости материала болта; S – площадь сечения болта; — расчетная длина, равная свободной длине болта между опорными поверхностями, плюс половина длины свинчивания (высоты гайки) (рис. 19.3), т.е. . Для случая ступенчатого болта (рис. 19.4) ,


 Рис. 19.3 Рис. 19.4

где — длина n-го участка болта; Sn – площадь сечения n-го участка болта. 
аб
Рис. 19.5
Определение податливости соединяемых деталей. Для определения коэффициента податливости соединяемых деталей пользуются методом профессора И. И. Бобарыкова. Согласно этому методу деформации соединяемых деталей распространяются на так называемые конусы давления, наружный диаметр а меньших оснований которых представляет собой наружный диаметр опорной поверхности гайки (головки болта, пружинной шайбы и т.д.), а образующие наклонены под углом atg
a =0,5. Для упрощения расчетов конус заменяют цилиндром, наружный диаметр которого равен среднему диаметру конуса. Коэффициент податливости соединяемых деталей равен , где h1, h2, …, hn – толщина соединяемых деталей; S1, S2, …, Sn – площади поперечных сечений конусов давлений; E1, E2, …, En – модули упругости материалов этих деталей. Для соединения, показанного на рис. 19.5, а при tga=0,5 , тогда . Для соединения, показанного на рис. 19.5, б, при одинаковых материалах соединяемых деталей При большом значении и малом значении коэффициента податливости соединяемых деталей коэффициент внешней нагрузки х небольшой и почти вся внешняя сила идет на разгрузку стыка. При малом значении коэффициента податливости болта и большом коэффициента податливости соединяемых деталей, например при применении в стыке упругой прокладки, большая часть внешней силы передается на болт. При наличии упругой прокладки податливостью соединяемых деталей можно пренебречь.

Расчет болтов при переменных нагрузках

Примером таких болтов могут служить болты крепления крышки цилиндра двигателя внутреннего сгорания. Болты, винты и шпильки, находящиеся под действием переменных нагрузок, рассчитывают на усталость.


Рис. 19.6

Рассмотрим циклы изменения нагрузок и напряжений (рис. 19.6). В большинстве случаев переменная внешняя нагрузка изменяется по отнулевому циклу от 0 до . На болт приходится только часть ее . Таким образом, если на болт действует сила предварительной затяжки и переменная внешняя сила, изменяющаяся от 0 до , то напряжение начальной затяжки , где S1 – площадь поперечного сечения болта по внутреннему диаметру резьбы. Максимальное напряжение цикла , где — амплитуда напряжения цикла; — среднее напряжение цикла. Расчет на усталость болтов производится как проверочный по коэффициенту запаса прочности Вместе с этой лекцией читают «Итроспекция — специфический метод психологии». , где — предел выносливости болта (s-1=0,35sв); ks — эффективный коэффициент концентрации напряжений в резьбе (ks=3,5¸4,5– для углеродистых сталей; ks=4,0¸5,5– для легированных сталей); — коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла; [Sa]=2,5¸4 – допускаемый коэффициент запаса прочности по амплитуде. Запас статической прочности по текучести материалов проверяют по формуле , где [S]³1,25 — допускаемый коэффициент запаса прочности по максимальному напряжению.

Диаграмма предельных напряжений резьбового крепежа

Фланцевый крепеж зачастую испытывает переменные нагрузки при эксплуатации

При экспериментальном анализе переменных нагрузок резьбовых соединений крепежных изделий важнейшей характеристикой является предел выносливости, оцениваемый по предельной амплитуде переменных напряжений. Выводы экспериментов можно объяснить, рассмотрев напряжения и деформации в резьбе крепежных изделий.

Дата публикации: 10 апреля 2011

Автор: Дроздов М.В., ООО «Инженерный Союз»

Предельные и средние напряжения при переменных нагрузках на крепеж

Расчет резьбовых соединений крепежа на прочность основан на диаграмме предельных напряжений цикла , характеризующей зависимость между значениями предельных (σап) и средних (σm) напряжений цикла для заданной долговечности. В данной статье предел текучести обозначается как σт.

Исследования предельных напряжений на крепеж

Результаты исследований Биргера, Иосилевича (рис. 1), а также экспериментов А. И. Якушева [3] и других показывают, что изменение предельной амплитуды напряжений цикла при у величении среднего напряжения невелико и определяется технологией изготовления и термообработкой резьбовых деталей (табл.1).

Диаграмма

Рис. 1. Диаграмма предельных напряжений цикла для соединений с
накатанной (а) и нарезанной (б) резьбой M10;
1 – для термообработанных заготовок шпилек,
2 – для термообработанных шпилек

При выполнении резьбы нарезанием или накатыванием на термообработанных заготовках наблюдается снижение σап при увеличении σm. Наиболее интенсивно σап снижается в соединениях с накатанной резьбой при σm < 0,5 σт.

Режим накатывания или нарезания резьбы на крепеж

В указанных пределах изменения σm существенное влияние на значение σап могут оказывать режимы накатывания (нарезания) резьбы. При дальнейшем увеличении от предел выносливости соединений с накатанной резьбой практически не изменяется и приближается к пределу выносливости соединений с нарезанной резьбой (табл.2).

Если термообработку болтов или шпилек проводили после изготовления резьбы (такая последовательность операций изготовления и термообработки характерна для технологии производства высокопрочных болтов), то значение σап остается практически неизменным при возрастании среднего напряжения вплоть до σm ≤ 0,9σт.

Деформации в резьбе шпилек и болтов

Высота гайки E = 0,8 d .

Резьба изготовлена по 6-й степени точности с минимальными зазорами по диаметрам резьбы.

Резьба М10, радиус впадины R = 0,18 мм.

В числителе даны значения для заготовок в знаменателе — для готовых шпилек (в обоих случаях после термообработки 29,9…33,8 HRCЭ).

Материал шпилек — сталь 38ХА (σв = 1150 МПа), материал гаек — сталь 45 (σв = 950 МПа).

Эти выводы, хорошо согласующиеся с результатами упомянутых выше работ, можно объяснить, рассмотрев напряжения и деформации в резьбе крепежных изделий. Нагруженный растягивающей нагрузкой болт или шпильку представим в виде стержня с надрезами в форме резьбы, в наименьшем сечении которого (под гайкой) возникает трехосное напряженное состояние (всестороннее неравномерное растяжение) с разным соотношением главных напряжений по глубине. На поверхности впадин — двухосное растяжение. Наличие резьбы вызывает неравномерное распределение осевых напряжений растяжения по сечению болта, наибольшая концентрация которых отмечается в вершине впадины резьбы. Поэтому уже при σm = 0,1. 0,2 σт напряжения у поверхностных слоев в вершине наиболее нагруженных витков резьбы болта достигают предела текучести. В результате в поверхностных слоях возникают пластические деформации, дальнейшее увеличение которых не может привести к существенному повышению напряжений в наиболее нагруженной области.

Независимость значения σап от средних напряжений для болтов, термообработанных после изготовления резьбы, можно объяснить появлением при небольших σт в поверхностных слоях (в зонах концентрации напряжений) местной пластической деформации.

Постоянству σап может способствовать также образование мягкого обезуглероженного слоя на поверхности резьбы после термообработки.

При холодном накатывании (нарезании) резьбы в ее впадинах появляются напряжения сжатия. Если после изготовления резьбы болты не подвергают упрочняющей термообработке, то остаточные напряжения сохраняются и при нормальной температуре, способствуя повышению сопротивления усталости соединений. При работе таких соединений в условиях повышенных температур будет происходить релаксация остаточных напряжений. При действии растягивающих рабочих нагрузок остаточные напряжения сжатия компенсируют частично наибольшие напряжения в зонах концентрации, что существенно повышает сопротивление усталости, особенно при небольших σт. С увеличением среднего напряжения до σm = (0,4. 0,5)σт влияние остаточных напряжений сказывается в меньшей степени и значение σап снижается. При σm ≥0,5σт появляются зоны концентрации пластических деформаций; дальнейшее возрастание σт лишь незначительно снижает σап.

На нецелесообразность термообработки после накатывания резьбы указывается Р. Уолкером и Д. Майером.

Упрощенная диаграмма предельных напряжений

При отсутствии экспериментальных или справочных данных в качестве теоретической диаграммы предельных напряжений может быть принята линейная диаграмма, которая получается обычным способом из диаграммы для гладкого образца.

Заключение

Экспериментальные исследования нагрузок на крепеж создают основы принципы производства качественной крепежной продукции. При выполнении резьбы нарезанием или накатыванием на термообработанных заготовках наблюдается снижение. Также экспериментальные исследования выявляют нецелесообразность термообработки после накатывания резьбы.

Список литературы

  1. Ретшер Ф. Детали машин : в 2-х томах.. – М. : Госмашметиздат. 1933-1934г..
  2. Якушев А. И., Мустаев Р. Х., Мавлютов Р. Р. Повышение прочности и надежности резьбовых соединений.. – М. : Машиностроение, 1979. – 214 c.
  3. Якушев А. И. Влияние технологии изготовления и основных параметров резьбы на прочность резьбовых соединений.. – М. : Оборонгиз, 1956.
  4. Белозерова З.Л., Ращепкин К.Е., Ясин Э.М. Надёжность магистральных нефте- и продуктопроводов // Транспорт и хранение нефти и нефтепродуктов: Обз. инф. — М.: ВНИИОНГ, 1971.

Получив доступ к данной странице, Вы автоматически принимаете Пользовательское соглашение.

Разместите статью о трубопроводах в данном каталоге

Продукция

Изготовим фланцы литые, заготовки из стали 09Г2С, сталь 20, Ст 08Х18Н10Т, 15Х5М

Требуется

  • Приобретаем металло­обрабатывающее оборудование. Купим токарные, токарно- карусельные, вертикально- сверлильные станки.
  • Компания «Метизно-фланцевый завод» приобретет штамповки, поковки. Купим прокат и лом из углеродистой и нержавеющей стали.
  • Закупаем нержавеющую сталь 12Х18Н10Т, 08Х18Н10Т

Статьи

  • Подготовка прокладки трассы трубопровода
  • Фундаментные болты
  • Типы фланцевых соединений
  • Трубы нержавеющие и продукция из нержавейки

Ваша информация на каталоге технических статей

©«Метизно-фланцевый завод» 2003–2023 Объявления Статьи

Разработка сайта: Дроздов Максим