1. Болт затянут силой f0, внешняя нагрузка отсутствует (например, болты для крепления крышек корпусов механизмов и машин)

Определяется расчетный диаметр резьбы болта:

(6.2)

где F_РАСЧ – расчетная нагрузка, действующая на болт, Н:

F_РАСЧ = 1,3F₀, (6.3)

– допустимое напряжение для материала болта, МПа:

, (6.3)

где σ_Т – предел текучести материала болта (табл.6.1);

– допустимый коэффициент запаса прочности.

При расчете болтов с неконтролируемой затяжкой принимают по табл. 6.3 в зависимости от материала, характера нагрузки и диаметра резьбы d. В начале расчета ориентировочно задаются диаметром d резьбы и по табл. 6.3 для соответствующего интервала диаметров принимают . Если в результате расчета получится d, который не лежит в ранее принятом интервале диаметров, то задаются другим значением d и расчет повторяют.

При контролируемой затяжке:

= 1,7…2,2 – для углеродистых сталей;

= 2…3 – для легированных сталей.

Для силовых соединений не допускаются болты диаметром d<8мм, так как болты малых диаметров легко разрушить при затяжке. Эта методика расчета рекомендуется также и для расчета винтовых стяжек.

2. Болтовое соединение нагружено поперечной силой F.

В этом соединении болт ставится с зазором в отверстия деталей. При затяжке болта на стыке деталей возникают силы трения, которые препятствуют относительному их сдвигу, Внешняя сила F непосредственно на болт не передается, поэтому болтовое соединение рассчитывают по силе затяжки F₀.

, (6.4)

где k = 1,4…2 – коэффициент запаса по сдвигу деталей;

f = 0,15…0,2 – коэффициент трения для стальных и чугунных поверхностей;

i = 1…3 – число стыков;

Z = число болтов.

3. Болтовое соединение предварительно затянуто при сборке и нагружено внешней осевой растягивающей силой F. Этот случай встречается, например, для крепления крышек аппаратов, цистерн, баков.

Из условия сохранения плотности стыка соединяемых деталей находят силу предварительного натяга болта:

, (6.5)

где – коэффициент запаса предварительного натяга:

=1,25…2 – при постоянном натяге;

=2…4 – при сменном натяге;

_λ – коэффициент внешней нагрузки:

λ = 0,2…0,3 – при соединении стальных и чугунных деталей без упругих прокладок;

λ = 0,4…0,5 – при соединении стальных и чугунных деталей с упругими прокладками (асбест, поранит, резина и др.)

Расчетная сила болта с учетом влияния кручения при затяжке:

(6.6)

Расчетный диаметр резьбы болта определяют по формуле (6.2). Допускаемое напряжение на растяжение болта подсчитывают по формуле (6.3) принимают по табл. 6.3.

Практическая часть

Пример 1. Винтовая стяжка имеет правую и левую метрическую резьбу с крупным шагом. Определить диаметр резьбы, если максимальная осевая нагрузка F₀ =25,0 кН. Материал винтов класса прочности 4.6. Нагрузка постоянная.

Решение.

1. По табл. 6.1, исходя из заданного класса прочности принимаем материал болта – Сталь 20, с пределом текучести σ_Т =240 МПа. Допустим, что наружный диаметр резьбы находится в интервале 16…30 мм. По табл. 6.3 принимаем = 3.

Находим допустимую нагрузку по (6.3), МПа:

.

2. Определим расчетную нагрузку, кН:

F_РАСЧ = 1,3F₀ = 1,325 = 32,5.

3. Расчетный диаметр резьбы винтов для стяжки определим по (6.2), мм:

.

По табл. 6.2 принимаем резьбу М24 с шагом Р = 3 мм, для которой рассчитаем диаметр резьбы, мм:

.

Полученный результат меньше расчетного диаметра резьбы винтов стяжки, который равен 22,7 мм. То есть резьба М24 не подходит. Принимаем резьбу М27 с шагом Р = 3,0 мм, опять рассчитываем диаметр резьбы, мм:

Вывод: резьба М27 пригодна.

Пример 2. Стальные полосы, растянутые силой F=3,0 кН, крепятся при помощи двух болтов, поставленных с зазором, изготовленных из стали класса прочности 4.6. Нагрузка постоянная. Определить диаметр болтов.