Резьбовые соединения, выполненные с помощью стандартных крепежных деталей (болтов, винтов, шпилек и гаек)

Страницы работы

21 страница (Word-файл)

Содержание работы

[О КАФЕДРЕ]  О кафедре РК-3

[КУРС ОКДМ]  Курс "Основы конструирования и детали машин"

[КОНТРОЛЬ ПО ОКДМ]  Контроль знаний по курсу ОКДМ

[КУРС ТНУ]  Курс "Транспортно-накопительные устройства"

[КОНТРОЛЬ ПО ТНУ]  Контроль знаний по курсу ТНУ

[СПРАВОЧНИК]  Машиностроительный справочник

3. Резьбовые соединения

3.1. Общие сведения

Объекты заданий – групповые резьбовые соединения, выполненные с помощью стандартных крепежных деталей (болтов, винтов, шпилек и гаек), имеющих метрическую резьбу с крупным шагом по ГОСТ 9150-81. Основные параметры метрической резьбы показаны на рис. 3.1.

Расчет на прочность стержня болта (винта, шпильки) проводят по диаметру, обозначаемому d1. Он численно равен внутреннему диаметру резьбы гайки D1 (рис. 3.2). Значения диаметра d1 для болтов (винтов, шпилек) с крупной метрической резьбой приведены в табл. 3.1. размеры болтов, заключенные в скобки, менее предпочтительны.

Табл. 3.1

Диаметр болтов (винтов, шпилек) с крупной

метрической резьбой.

Стальные крепежные детали в соответствии с ГОСТ 1759-70 могут иметь 12 классов прочности. Механические характеристики материалов резьбовых деталей приведены в табл. 3.2.

Табл. 3.2

Механические характеристики материалов резьбовых деталей

Прмечание. Полный перечень классов прочности представлен в [1, 3].

При стандартизации крепежных деталей обеспечена равнопрочность резьбы и стержня винта, поэтому при правильном выборе глубины завинчивания или при использовании гаек стандартной высоты (за исключением низких) достаточно проверить прочность стержня болта (винта, шпильки). (подробней об обеспечении равнопрочности см. [1, 2, 3].)

При расчете групповых соединений полагают, что в данном соединении все болты (винты, шпильки) одного размера, затянуты с одинаковой силой и расположены по стыку равномерно так, что центр масс сечений болтов совпадает с центром массы сечения стыка.

Расчет начинают с определения положения центра масс и переноса приложенной внешней нагрузки в этот центр.

3.2. Групповое резьбовое соединение, нагруженное

в плоскости стыка силами и моментоми

пример соединения приведен на рис. 3.3, пример расчета – в п. 3.7. основной критерий работоспособности – несдвигаемость. Ее можно обеспечить с помощью болта специальной формы (рис. 3.4) по ГОСТ 7817-80, поставленного без зазора в отверстие, калиброванное разверткой, или с помощью болта (рис. 3.5 а), винта (рис. 3.5 б) или шпильки (рис. 3.5 в), поставленных в отверстия присоединяемой детали с зазором.

3.2.1. Болты, установленные без зазора (см. рис. 3.4)

В расчете полагают, что фланцы соединяемых деталей весьма жесткие и можно пренебречь их деформациями в плоскостях, параллельных плоскости стыка.

Несдвигаемость обеспечивается за счет сопротивления:

а) срезу стержня болта, б) смятию боковой поверхности болта и соединяемых деталей.

Расчет ведут полагая, что силы FiF , приходящиеся на болты от действия центральных внешних сил (см. рис. 3.3), одинаковы

Fi F = F1 F =F/z ,

где z = число болтов.

Силы, нагружающие болты из-за действия момента Т, пропорцианальны расстояниям pi от болтов до центра масс. Более нагружены наиболее удаленные, на которые действует сила F1Т.

F1T = T * 103 * ρmax / ∑ ρi2

где рmax – расстояние до наиболее удаленного болта.

Расчет ведут в такой последовательности:

1.  Определяют силы, приходящиеся на болты от действия отдельных силовых факторов;

2.  Для наиболее нагруженного болта геометрическим сложением находят суммарную действующую силу F1 max (см. рис. 3.3; 3.12; п. 3.7);

3.  Из расчета болта на срез определяют необходимый диаметр гладкой части болта (проектный расчет) или проверяют пригодность заданного диаметра (проверочный расчет) (см. рис 3.4);

4.  Полученное значение диаметра стержня dc округляют до стандартного (ГОСТ 7817-80);

5.  Рассчитывают длину болта: а) полную, l , б) нарезанной части, (l – l2), в) минимальную, сопротивляющуюся смятию, hсм ;

6.  Правильность принятых размеров проверяют расчетом на смятие.

Напряжение смятия σсм условно считают равномерно распределенными по площади, являющейся проекцией поверхности смятия на плоскость, перпендикулярную действующей силе (см. далее п. 3.7).

3.2.2. Болты, установленые с зазором

Если от расчета не требуется повышенная точность, то приближенно полагают, что нагрузка в стыке локализуется в непосредственной близости от отверстий под болты (исключения оговорены ниже). Силу F1 max , действующую на наиболее нагруженный болт, определяют так же, как и для болта, поставленного без зазора.

Условие отсутствия сдвига (несдвигаемости) имеет вид

F1тр = ксц * F1 max , (3.1)

где F1тр – сила трения, созданная при затяжке одного болта (винта, шпильки); ксц – коэффициент запаса сцепления (запаса по несдвигаемости), принимают ксц ≥ 1.5.

В свою очередь,

F1тр =Fзат * f * i , (3.2)

где Fзат - сила затяжки одного болта; f –коэффициент трения на стыке (см. далее табл. 3.5); i – число рабочих стыков.

При нагружении соединения только центральной сдвигающей силой F условие отсутствия сдвига может быть записано в более простой форме:

Fтр =Fзат * f * i * z = ксц * F , (3.1’)

где Fтр – суммарная сила трения на стыке деталей.

При нагружении соединения только сдвигающим моментом Т условие отсутствия сдвига имеет вид

Ттр = ксц * Т * 10 3 , (3.1’’)

где Ттр – суммарный момент сил трения на стыке деталей.

Силы трения в стыке с некоторым приближением относят к осям болтов во всех случаях за исключением тех, когда одна из стыкующихся деталей обладает большой податливостью или когда болты расположены вне стыка деталей. Пример такой конструкции показан на рис. 3.6, где средний диаметр трения (стыка)

Dтр.ср = D1 + D2 / 2

При необходимости получения высокой точности расчета, а также для стыков иных форм см. работы [1, 2, 3].

Из условий (3.1) и (3.2) находят необходимую силу затяжки каждого из болтов.

На болт (винт, шпильку) внешняя нагрузка не передается. Необходимую площадь А1 поперечного сечения болта по диаметру d1 и необходимый диаметр d1 (а по нему и номинальный диаметр резьбы d) при проектном расчете определяют из условий прочности стержня болта при затяжке с силой Fзат

σ = 1,3 * Fзат / A1 = 1,3 * Fзат / (π * d12 / 4)

где [σ]р – допускаемое напряжение растяжения стержня болта (см. далее табл. 3.3 и п. 3.6).

При затягивании в стержне болта за счет трения в резьбе возникают касательные напряжения кручения, что учитывают введением коэффициента перед силой Fзат в зависимости (3.3). для стандартных крепежных деталей при средних условиях трения в резьбе этот коэффициент равен 1.3.

3.3. групповое резьбовое соединение, нагруженное в плоскости,

перпендикулярной стыку

Пример соединения приведен на рис. 3.7, где С – центр масс сечений болтов. При расчете полагают, что центральная внешняя сила нагружает болты равномерно, а момент – пропорцианально их расстояниям до нейтральной, центральной оси. Наиболее нагруженным будет один или несколько наиболее удаленных болтов с раскрывающей стороны стыка.

В общем случае нужно обеспечить: 1) нераскрытие стыка, 2) прочность болтов, 3) прочность основания (для неметаллического основания).

В общей форме условие нераскрытия стыка может быть записано так:

σmin ст > 0 , (3.4)

где σmin ст - минимальное напряжение сжатияв стыке после приложения внешней нагрузки.

Для обеспечения выполнения условия (3.4) вводят коэффициент запаса по нераскрытию стыка к. принимают к = 1.3…1.5 (к = 1.1 – для малоответственных соединений).

Из условий (3.4), определяют необходимую для предотврещения раскрытия стыка силу F зат каждого болта (винта, шпильки).

Внешние нагрузки (M,F) распределяются между резьбовыми деталями и стыком. на резьбовые детали действует часть нагрузки, обозначаемая χ и называемая коэффициентом основной нагрузки.

Если от расчета не требуется повышенная точность, приниимают χ = 0.2 … 0.3 – для металлических стыков и χ = 0.7 … 0.8 – для стыка металла с бетоном (в других случаях см. [1, 2, 3]).

Условие нераскрытия стыка (3.4), выраженное через напряжение на стыке, принимает вид:

σmin ст = σзат ± σFn - σM > 0 (3.4’)

Напряжение сжатия σзат на стыке от затяжки болтов (винтов или шпилек):

σзат = Fзат * z / Aст

где z - число болтов на стыке; Аст - номинальная площадь стыка (без учета наличия отверстий под болты).

НапряжениеσFn на стыке от действия внешней, нормальной к стыку силы:

σFn = FN (1 - χ) / Аст

Знаки передσFn в формулах: “-” - при раскрывающей стык нагрузке, “+” - в том случае, когда нагрузка увеличивает напряжения сжатия на стыке.

Максимальное напряжение σM на стыке от опрокидывающего момента:

σM = M (1 - χ) / Wст

где Wст - момент сопротивления стыка относительно нейтральной оси.

Если нейтральная ось обозначена х-х, то

WX ст = Ix ст / ymax ст

где Ix ст - момент инерции стыда относительно нейтральной оси; ymax ст - расстояние от нейтральной оси до наиболее удаленных точек стыка с разгружаемой стороны стыка.

После введения коэффициента запаса по нераскрытию к и преобразований, условие нераскрытия стыка принимает вид:

Откуда видно, что при одинаковом для стыков разных форм значении ymax ст наиболее рациональным будет тот стык, у которого имеет максимальное значение отношение = Ix ст / Аст.. При этом будет минимальным значение необходимой силы Fзат по условию нераскрытия стыка.

Необходимую площадь поперечного сечения болта А1 (проектный расчет) находят из условия прочности болта

где коэффициент 1, 3 учитывает скручивание болта при его затяжке; Fзат - суммарная внешняя растягивающая нагрузка, приходящаяся на наиболее нагруженный болт; А1 - площадь болта по диаметру d1 (см. п. 3.1)

A1 = p * d12 / 4

[σ]р - допускаемое напряжение растяжения для болта (см. далее п. 3.6).

В свою очередь,

где Wx всех болтов - момент сопротивлениявсех болтов относительно нейтральной оси х.

Пренебрегая моментом сопротивления болта относительно собственной центральной оси, можно записать

где уi Б - расстояние от нейтральной оси до некоторого i - го болта; у max Б - то же для наиболее удаленного болта, находящегося на раскрываемой стороне стыка. Пример оптимизации расположения болтов по стыку приведен в п. 3.5.

Неметаллическое основание проверяют по условию прочности на смятие

s max ст < [s ]см

гдеσmax ст максимальное напряжение сжатияна стыке после приложения внешней нагрузки (см. рис. 3.7); [σ]см - допускаемое напряжение смятия (см. далее табл. 3.4).

3.4. Групповое резьбовое соединение, нагруженное в плоскости стыка

и в плоскости, перпендикулярной стыку

Необходимо обеспечить: I) нераскрытие стыка (3.4); 2) несдвигаемость (3.1); 3) прочность болтов (3.5); 4) прочность основания (3.6), если оно неметаллическое.

Расчет болтов на прочность ведут по большей из двух сил затяжки, найденных из условия нераскрытия и несдвигаемости (см. далее п. 3.8).

3.5. Пример выбора оптимального варианта расположения болтов

на кольцевом стыке

Стойку 1 (рис. 3.8 и 3.9) настольного сверлильного станка с помощью фланца 2 крепят шестью болтами 3 к основанию 4. На сверло действует сила резания Fрез. Определить оптимальный вариант расположения болтов на радиусе R стыка.

Рис. 3.8

Рис. 3.9

Решение.

Сила резания Fрез создает опрокидывающий момент М = Fрез * L. Оптимальным будет такое расположение болтов, при котором будет наибольшим отношение (см. п. 3.3)

При равномерном расположении болтов по стыку рассмотрим два возможных вариантаих постановки (рис. 3.9а и б)

В варианте 1 два болта имеют максимальное расстояние до оси x: y = ymaxБ = R , у остальных четырех болтов расстояние y = R * sin300 = 0,5 * R. Тогда

В варианте 2 четыре болта удалены от нейтральной оси на максимальное расстояние y = R * sin600 = 0,867 R , у двух остальных y = 0. Следовательно,

Вывод: оптимальным является вариант 2.

3.6. Допускаемые напряжения при статической нагрузке

Допускаемые напряжения [σ]p для расчета болтов на растяжение:

[σ]p = σT / ST

где σT предел текучести материала болта (см. табл. 3.2); ST коэффициент запаса прочности.

Для ответственных резьбовых соединений силу затяжки контролируют. В этом случае ST = 1, 2...1, 5. Значения ST при неконтролируемой затяжке приведены в табл.3.3.

Табл. 3.3

Значения коэффициента запаса sT при расчете болтов (винтов, шпилек) с неконтролируемой затяжкой

Материал болта (винта, шпильки)

Диаметр болта d мм

Св. 6 до 16

Св. 16 до 30

Св. 30 до 60

Углеродистая сталь

5-4

4-2,5

2, 5

Легированная сталь

6,5-5

5-3,3

3, 3

Табл. 3.4

Допускаемые напряжения для расчета на срез и смятие

Материал

[τ]

[τ]СМ

Сталь

(0, 2-0.3)

(0, 35-0.45)

Чугун

(0, 3-0.35)

Бронза

(0, 25-0, 35)

Бетон

1, 8-2 МПа

Резина

2-4 МПа

Табл. 3.5

Значения коэффициента трения f

Характеристика

пары трения

f

1

2

В резьбе крепежных болтов (винтов, шпилек) без покрытия и смазочного материала

0,12...0,15

На торцах гаек, головок винтов и других металлических поверхностях, прошедших механическую обработку и работающих без смазочного материала

0, 15...0, 2

В соединении металл - бетон

0, 4

В соединении металл - фрикционная обкладка

0, 42

В соединении металл - резина

0.35

В резьбе передачи винт - гайка скольжения (со смазочным материалом)

0, 1

3.7. Пример расчета группового резьбового соединения, нагруженного в плоскости стыка

Блок I натяжного устройства (рис. 3.10) нагружен силой FQ = 12000 Н, созданной массой груза, и силой натяжения горизонтального каната FK = 12000 Н. Опоры оси блока размещены в корпусах 2. Каждый из корпусов прикреплен двумя болтами 3 к кронштейнам 4. Кронштейны крепятся к колонне 6 болтами 5. Число болтов крепления каждого кронштейна z = 6. Класс прочности болтов 5.8, они поставлены c зазором. Кронштейны 4 и колонна 6 изготовлены из горячекатаной стали Ст3. Размеры деталей: l1 = 200 мм; l2 = 400 мм; dб = 200 мм; a = 80 мм; b = 80 мм; s1 = s 2 = 10 мм.

Требуется определить диаметр болтов 5.

Решение

1.  Положение центра масс болтов 5. Центр масс болтов 5 находится в точке С, на пересечении осей симметрии соединения.

2. Перенос нагрузки в центр масс - точку С. Нагрузка от блока распределяется между двумя кронштейнами 4. Можно рассмотреть соединение одного кронштейна с колонной, нагруженное половиной внешней нагрузки. При переносе сил FQ/2 и FK/2 в точку С (рис. 3.11) получаем следующие силовые факторы:

FВ = FQ /2 = 12000/2 = 6000 Н.

вертикальную сдвигающую силу

FГ = FK /2 = 12000/2 = 6000 Н.

горизонтальную сдвигающую силу

сдвигающий момент

3. Нагрузка на болты от отдельных силовых факторов. Соединение выполнено с помощью шести болтов. Четыре угловых болта удалены от точки С на расстояние

Остальные два болта удалены на расстояние

ρ = a/2 = 80/2 = 40 мм.

Центральные сдвигающие силы FВ и FГ нагружают все шесть болтов одинаковыми силами горизонтальными - с индексом 1г и вертикальными - с индексом 1в (см. далее рис.3.12а);

В результате сложения сил FF и FF имеющих для всех болтов одинаковое направление, получим силу F1F (рис. 3.12а), направленную под углом 45° к вертикали:

Нагрузка на болты от момента пропорциональна их расстояниям до центра масс. На угловые болты будет действовать сила

Болты, удаленные от центра масс на расстояние ρ2, нагружены меньшей силой F2F от действия момента.

4. Нагрузка, приходящаяся на наиболее нагруженный болт. Наиболее нагруженным будет тот из угловых болтов, для которого составляющие силы, действующие на него, наиболее близки по направлению. К силе F1F наиболее близка по направлению сила F1Т, действующая на болт Е (рис. 5.12б). Эта сила образует о вертикальной угол α:

Суммарная сила, действующая на болт

5. Необходимая сила затяжки из условия несдвигаемости (3.1). Сдвига не будет, если

F1ТР = кСЦ* F1MAX

где F1MAX - суммарная сдвигающая сила, приходящаяся на наиболее нагруженный болт, F1MAX = 10498, 75 Н; кСЦ - коэффициент запаса сцепления (запаса по несдвигаемости) кСЦ = 1, 5;

F1ТР - сила трения, созданная при затяжке одного болта (3.2):

F1ТР = FЗАТ * f * i

здесь f коэффициент трения. Принимаем f = 0,2 (см. табл. 3.5); i - число рабочих стыков (по условию i = 1). Тогда

6. Необходимый диаметр болта из условия прочности затянутого болта (3.3)

где [σ]Р - допускаемое напряжение растяжения болта.

Затяжку болтов не контролируют. Предполагаем, что диаметр болта d больше 16 мм. Принимая коэффициент запаса sТ = 2, 5 (cм. табл. 3.3), получаем

[σ]Р = σТ / sТ = 400 / 2.5 =160 Мпа,

где σТ = 400 МПа - предел текучести болтов класса прочности 5.8 (см. табл. 3.2). В результате

Пригодны болты М36, у них d1 = 31, 67 мм (см. табл. 3.1) Предположение о том, что d > 16 мм подтвердилось.

Примечание. Решим предыдущий пример при постановке болтов 5 без зазора. Конструкция болта показана на рис. 3.4. Опасными для соединения являются напряжения среза для болта и смятия для болта и стенок отверстия.

Условие прочности болта на срез

откуда

В соответствии с табл. 3.4 [τ]СР = (0,2…0,3)σТ. Принимаем [τ]СР = 0,25*σТ. Согласно табл. 3.2 для класса прочности 5.8, σТ = 400 МПа. Тогда

Принимаем по ГОСТ 7817-80 [4] болты М12, у которых dС = 13 мм. Необходимая длина болта l’ (см. рис. 3.4):

l’ = s1 + s2 + s + H + (0,4…0,6)*d

По ГОСТ 6402-70 [4] толщина пружинной легкой шайбы s = 2, 5 мм; по ГОСТ 5915-70 [4] высота гайки Н = 10 мм; (0, 4...0, 6) * d - запас резьбы над гайкой и высота пяты (ориентировочно)

l’ = 10 + 10 + 2.5 + 10 + (0,4 … 0,6) * 12 = 37,3…39,7 мм.

Принимаем по ГОСТ 7817-80 l = 40 мм, тогда l – l2 = 22 мм; фаска f = 0, 5 мм.

Высота поверхности hСМ на которой действуют наибольшие напряжения смятия σСМ2:

hСМ = l – (l – l2) – f – s1 = 40 – 22 – 0,5 –10 = 7,5

Проверяем соединение на предотвращение смятия по условию

где АСМ - площадь проекции поверхности смятия; [σ]СМ допускаемое напряжение смятия.

Согласно табл. 3.4 [σ]СМ = (0, 35... 0,45) принимаем [σ]СМ = 0,4. Для болтов σТ = 400 МПа, для материала кронштейна (сталь СтЗ) σТ = 220 МПа (см. табл. 1.2).

Расчет ведем по наименее прочному материалу:

[σ]СМ = 0,4 * 220 = 88 МПа, σСМ = 10498,75 / (7,5 *13) = 107,68 МПа.

Условие прочности не выполняется для материала кронштейна, но выполняется для болтов, у которых [σ]СМ = 0,4*400 = 160 МПа.

Меняем материал кронштейна на более прочный. Назначаем сталь Ст6 у которой σT = 300 МПа. [σ]СМ = 0,4* 300= 120 МПа.

Если материал кронштейна по каким-либо причинам нельзя изменить, необходимо увеличить толщину листов кронштейна.

После расчета можно определить, что требуемая толщина s1 = s2 = 12 мм. При этом длина болта l = 45 мм, а l – l2 = 22 мм.

Следует отметить, что при постановке болтов без зазора их диаметр существенно уменьшается (М12 вместо М36).

3.8. Пример расчета группового резьбового соединения. нагруженного в плоскости стыка и в плоскости. перпендикулярной стыку

Исходные данные приведены в разделе 2.7, конструкция показана на рис. 2.3. Требуется определить диаметр болтов 3.

Решение

I. Положение центра масс и действующие на соединение силовые факторы. Соединение имеет две оси симметрии, центр масс находится на их пересечении в точке О (рис. 3.13). При параллельном переносе внешней силы F в точку О (рис. 3.14) получаем действующую на соединение центральную сдвигавшую силу F = 10000 Н и отрывающий момент М = F * L = 10000*200 = 2*106 Н*мм.

рис. 3.13.

рис. 3.14.

2.  Необходимая сила затяжки болта F’ЗАТ из условия несдвигаемости (3.1):

FТР = кСЦ * F

где FТР - сила трения на стыке; кСЦ - коэффициент запаса сцепления (запаса по несдвигаемости), кСЦ > 1,5; F - центральная внешняя cдвигающая сила.

(Момент М1 перераспределяет давление на стыке, не меняя значение силы трения.) В свою очередь,

FТР = F’ЗАТ * z * f * i

где z - число болтов, z = 4; f - коэффициент трения, f = 0,4 для стыка металл - бетон (см. табл. 3.5); i - число рабочих стыков, по условию i = 1. Тогда

F'зат = ксц * F / (к * f * i) = 1,5*10000 / (4*0,4*1*)= 9375 Н

3. Необходимая сила затяжки болта F”ЗАТ из условия (3.4) нераскрытия стыка (см. рис. 3.14, эпюры напряжение)

σmin СТ > 0,

где минимальное напряжение сжатия на стыке после приложения внешней нагрузки.

В свою очередь σmin СТ = σЗАТ – σМ

3десь σЗАТ = F”ЗАТ * z / ACT напряжение на стыке от затяжки болтов; ACT - площадь стыка (без учета отверстий под болты); σМ = M1 * (1 - χ) / WX CT - напряжение на стыке от действия момента; χ - коэффициент основной нагрузки;

WX CT = IX CT / yMAX CT момент сопротивления стыка относительно нейтральной оси х-х; в нашем случае WX CT = a * b2 / 6 .

Вводя коэффициент запаса к по нераскрытию стыка, получаем

F"зат = к * M * (1-x)* Aст / (Wxст * z)

Принимаем к = 1, 3, - 0, 75 (стык: металл - бетон). Тогда

F"зат = 1,3 * 2*10000 * (1-0,75)* 200 * 200 * 6 / (200 * 40000*4) = 4875 H

4. Принимаем силу затяжки болта FЗАТ = 9375 Н. (большую из двух необходимых).

5. Условие прочности болта (3.5) принимает вид

где А1 - площадь болта по диаметру d1 (см. п. 3.1); F∑ ВН - суммарная внешняя растягивающая нагрузка, приходящаяся на один болт.

Силы. приходящиеся на болты от действия момента, пропорциональны расстояниям уi б - от болтов до нейтральной линии.

Максимально нагружены наиболее удаленные от нейтральной линии на расстояние уMAX Б болты, дополнительно растягиваемые при действии момента. В нашем случае

6. Необходимый диаметр болта. Необходимая площадь А1:

где [σ]P = σT / sT - допускаемое напряжение для расчета болтов на растяжение; - σT - предел текучести материала болта; sT - коэффициент запаса прочности.

Предполагаем, что диаметр болта d менее 30 мм, принимаем sT = 4 (см. табл. 3.3).

Для болтов класса прочности 4.6 σT = 240 МПа (см. табл. 3.2). Тогда

7. Заключение по результатам расчета болтов; пригоден болт М24, у него d1 = 20, 75 мм (см. табл. 3.1). Предположение о том, что d<30 мм, подтвердилось.

1.  Проверка прочности бетонного основания:

σmax CT = σЗАТ + σМ ≤ [σ]CM

где σmax CT - максимальное напряжение на стыке; [σ]CM - допустимое для бетона напряжение смятия, [σ]CM = 1, 8 МПа (см. табл. 3.4). Тогда

Основание достаточно прочное.

Примечание. Рассмотрим вариант расчета болтов крепления кронштейна к бетонной стене (см. рис. 2.3) в том случае, когда требуется определить класс прочности болтов при известных ограничениях на их диаметр (назначаемых из условий размещения болтов и возможности затяжки их стандартным накидным ключом).

Решим пример при условии, что диаметр болтов d должен удовлетворять условию:

Решение.

1. Максимально возможный диаметр болта.

2. Назначаем болты М16, у которых диаметр d1 = 13,835 мм (см. табл. 3.1).

3. Используем приведенные выше в решении зависимости

Назначаем коэффициент запаса прочности болта sT = 4 (см. табл. 3.3), тогда пригодными будут болты, имеющие предел текучести материала σT:

Пригодны болты класса прочности 6.8 (см. табл. 3.2, σT = 480МПа).

О КАФЕДРЕ  • КУРС ОКДМ  •  КОНТРОЛЬ ПО ОКДМ  • КУРС ТНУ  •  КОТРОЛЬ ПО ТНУ  •  СПРАВОЧНИК

Похожие материалы

Информация о работе