.

Отсюда, согласно условию прочности , запишем

,

где , а - допускаемое напряжение при растяжении.

Таким образом, болт, работающий на растяжение и кручение, мож­но условно рассчитывать только на растяжение по осевой силе, увели­ченной в 1,3 раза. Тогда

.

Здесь уместно отметить, что надежность затянутого болтового соеди­нения в значительной степени зависит от качества монтажа, т. е. от кон­троля затяжки при заводской сборке, эксплуатации и ремонте. Затяжку контролируют либо путем измерения деформации болтов или специаль­ных упругих шайб, либо с помощью динамометрических ключей.

Расчет затянутого болтового соединения, нагруженного внешней осевой силой. Примером такого соединения может служить крепление

2 болтами крышки работающего под внут­ренним давлением резервуара. Для такого соединения необходимо обес­печить отсутствие зазора между крышкой и резервуаром при приложении нагрузки R2, иначе говоря, обеспечить нераскрытие стыка. Введем следующие обозначения: Q — сила первоначальной затяжки болто­вого соединения; R — внешняя сила, при­ходящаяся на один болт; F— суммарная на­грузка на один болт (после приложения внешней силы R).

Очевидно, что при осуществлении первоначальной затяжки болто­вого соединения силой Q болт будет растянут, а соединяемые детали сжаты. После приложения внешней осевой силы R болт получит допол­нительное удлинение, в результате чего затяжка соединения несколько уменьшится. Поэтому суммарная нагрузка на болт F < Q + R, а задача ее определения методами статики не решается.

Для удобства расчетов условились считать, что часть внешней на­грузки R воспринимается болтом, остальная часть — соединяемыми деталями, а сила затяжки остается первоначальной, тогда F = Q + kR, где k — коэффициент внешней нагрузки, показывающий, какая часть внешней нагрузки воспринимается болтом.

Так как до раскрытия стыка деформации болта и соединяемых дета­лей под действием силы R равны, то можно записать:

;

, — соответственно податливость (т.е. деформация под действием силы в 1 Н) болта и соединяемых деталей. Из последнего равенства получим

.

Отсюда видно, что с увеличением податливости соединяемых дета­лей при постоянной податливости болта коэффициент внешней нагруз­ки будет увеличиваться. Поэтому при соединении металлических дета­лей без прокладок принимают k = 0,2 . 0,3, а с упругими прокладка­ми – k = 0,4 . 0,5.

Очевидно, что раскрытие стыка произойдет, когда часть внешней силы, воспринятой соединяемыми деталями, окажется равной перво­начальной силе затяжки, т. е. при (1 - k)R = Q. Нераскрытие стыка бу­дет гарантировано, если

Q = K(1 - k)R,

где К — коэффициент затяжки; при постоянной нагрузке К = 1,25 . 2, при переменной нагрузке К = 1,5 . 4.

Ранее мы установили, что расчет затянутых болтов ведется по увеличенной в 1,3 раза силе затяжки Q. Поэтому в рассматриваемом слу­чае расчетная сила

,

а расчетный диаметр болта

.

Расчет болтовых соединений, нагруженных поперечной силой. Возможны два принципиально отличных друг от друга варианта таких соединений.

В первом варианте болт ставится с зазором и работает на растяжение. Затяжка болтового соединения силой Q создает силу тре­ния, полностью уравновешивающую внешнюю силу F, приходящуюся на один болт, т.е. , где i — число плоскостей трения; — коэффициент сцеп­ления. Для гарантии минимальную силу за­тяжки, вычисленную из последней формулы, увеличивают, умножая ее на коэффициент за­паса сцепления К = 1,3 . 1,5, тогда

.

Расчетная сила для болта Qрасч = 1,3 Q, а расчетный диаметр болта

.

В рассмотренном варианте соединения сила затяжки до пяти раз может превосходить внешнюю силу и поэтому диаметры болтов по­лучаются большими. Во избежание этого не­редко такие соединения разгружают установ­кой шпонок, штифтов и т. п.

Во втором варианте болт повышенной точности ставят в развернутые отверстия соединяемых деталей без зазора, и он работа­ет на срез и смятие. Условия прочности такого болта имеют вид

,

где i — число плоскостей среза; — ус­ловная площадь смятия, причем если , то в расчет (при оди­наковом материале деталей) принимается меньшая величина. Обычно из условия прочности на срез определяют диаметр стержня болта, а за­тем проводят проверочный расчет на смятие.

Во втором варианте конструкции болтового соединения, нагружен­ного поперечной силой, диаметр стержня болта получается в два-три раза меньше, чем в первом варианте (без разгрузочных деталей).

Допускаемые напряжения. Обычно болты, винты и шпильки изго­товляют из пластичных материалов, поэтому допускаемые напряжения при статической нагрузке определяют в зависимости от предела теку­чести материала, а именно:

при расчете на растяжение

;

при расчете на срез

;

при расчете на смятие

.

Значения допускаемого коэффициента запаса прочности [s] зависят от характера нагрузки (статическая или динамическая), качества мон­тажа соединения (контролируемая или неконтролируемая затяжка), материала крепежных деталей (углеродистая или легированная сталь) и их номинальных диаметров.

Ориентировочно при статической нагрузке крепежных деталей из углеродистых сталей: для незатянутых соединений [s] = 1,5 . 2 (в об­щем машиностроении), [s] = 3 .4 (для грузоподъемного оборудова­ния); для затянутых соединений [s] = 1,3 . 2 (при контролируемой за­тяжке), [s] = 2,5 . 3 (при неконтролируемой затяжке крепежных дета­лей диаметром более 16 мм).