Размещено на http://www.allbest.ru/

Резьбовые соединения



1. Виды резьб

Резьбовые соединения - это соединения при помощи крепежных резьб, выполненных на крепежных деталях: болтах, винтах, шпильках и гайках. Резьба - это выступы, расположенные по винтовым линиям на наружной поверхности винтов и на внутренней поверхности гаек.

Классифицировать резьбы можно по следующим конструктивным признакам.

1. По форме поверхности различают цилиндрические и конические резьбы. Наиболее распространена цилиндрическая резьба. Коническую резьбу применяют для плотных соединений труб, штуцеров, пробок и пр.

2. По профилю резьбы в осевом сечении различают треугольные, прямоугольные, трапецеидальные, круглые и пр.

3. По направлению винтовой линии различают правую и левую резьбы. Если смотреть в торец крепежной детали, то у правой резьбы винтовая линия удаляется от наблюдателя в направлении слева вверх направо, а у левой - справа вверх налево. Наиболее распространена правая резьба. Левую используют только в специальных случаях.

4. По числу заходов различают однозаходную, двухзаходную и т.д. резьбы. У однозаходной резьба расположена по одной винтовой линии. У двухзаходной - по двум параллельным винтовым линиям, у трехзаходной - по трем и т.д. Если число заходов два и больше, то такие резьбы имеют общее название - многозаходные. Наибольшее распространение имеет однозаходная резьба.

По области использования различают резьбы крепежные и резьбы передач «винт-гайка», называемые ходовыми резьбами. Здесь будем рассматривать только крепежные резьбы. Эти резьбы предназначены для скрепления деталей, то есть, для образования неподвижных соединений деталей машин. Крепежные резьбы должны обеспечивать прочность соединения и обладать достаточными силами трения, препятствующими самоотвинчиванию крепежных деталей.

Среди крепежных резьб различают следующие виды: метрическая, трубная и круглая. Существуют и другие виды крепежных резьб: для труб геологоразведочных буровых станков, для винтов саморезов и пр. Отнесем их к специальным и здесь рассматривать не будем.

Наиболее употребительной является метрическая резьба, названная так потому, что ее размеры измеряются в миллиметрах, в отличие от дюймовой резьбы, размеры которой измеряются в дюймах и которая в настоящее время практически не используется. Метрическая резьба является треугольной с углом профиля = 60 (рис. .1а). Ее геометрические параметры стандартизованы и приведены ниже. Вершины витков резьбы притуплены для уменьшения концентрации напряжений, предохранения от повреждений при эксплуатации.

Трубная резьба бывает цилиндрическая и коническая. В основном используются трубные цилиндрические резьбы. Они применяются для соединения труб и арматуры трубопроводов. Профиль резьбы треугольный с закругленными вершинами и углом профиля 55 (рис. .1б). Трубные резьбы обозначаются в дюймах, причем это обозначение относится не к размерам резьбы, а к внутреннему диаметру трубы. Например, полдюймовая трубная резьба (1/2” труб) - это резьба для стандартной водогазовой трубы с внутренним диаметром около половины дюйма (рис. .1в).



Рис. 1

Коническая трубная резьба выполнена на конической поверхности с углом конуса 3,6 (рис. 1г). Используется при необходимости плотных соединений в гидросистемах с большим давлением жидкости, например, для присоединения штуцера трубопровода к корпусу гидроцилиндра.

Круглая резьба (рис. 1д) используется для крюков подъемных кранов, в стяжках железнодорожных вагонов, в водопроводной арматуре, а также в тонкостенных трубах.

2. Геометрические параметры метрической крепежной резьбы

Геометрические параметры метрической крепежной резьбы показаны на рис. 2.

Геометрические параметры стандартизованы:

d - наружный диаметр резьбы; величина этого диаметра в мм указывается в обозначении резьбы;

d₁ - внутренний диаметр резьбы; d и d₁ одинаковы для винта и гайки, зазоры во впадинах образуются за счет предельных отклонений диаметров;

Рис. 2

d₂ - средний диаметр; на среднем диаметре ширина выступа равна ширине впадины;

h - рабочая высота профиля, по которой соприкасаются боковые стороны резб винта и гайки;

р - шаг резьбы - расстояние между одноименными сторонами соседних профилей, измеренное вдоль оси резьбы;

р₁ - ход резьбы - поступательное перемещение гайки за один оборот винта; для однозаходной резьбы р₁ = р, а для многозаходной

р₁ = np, где n - число заходов; крепежные резьбы, как правило, однозаходные;

- угол профиля резьбы;

ш - угол подъема винтовой линии по среднему диаметру (рис. 27.2):

(27.1)

Наибольшее распространение в крепежных деталях имеет крупная метрическая резьба, то есть, резьба с крупным шагом. Каждому диаметру резьбы соответствует определенный шаг, например, резьба с наружным диаметром 10 мм имеет шаг 1,5 мм, резьба с наружным диаметром 16 мм имеет шаг 2 мм и т.д. Обозначение крупной резьбы состоит из буквы «М» и ее диаметра, например, М10, М16 и т.д.

В авиастроении, в автомобилестроении и в некоторых других областях машиностроения, где требования к надежности резьбовых соединений особенно высоки, используются мелкие метрические резьбы, то есть, резьбы, шаги которых меньше, по сравнению с крупной метрической резьбой. Например, для резьбы с наружным диаметром 16 мм стандарт предусматривает четыре мелких резьбы с шагами 1,5; 1; 0,75 и 0,5 мм. По сравнению с крупными резьбами мелкие резьбы ввиду меньшего угла подъема винтовой линии, что следует из формулы (27.1), обладают большим запасом самоторможения, то есть, большими силами трения, препятствующими самоотвинчиванию крепежных деталей (подробнее об этом см. ниже). В обозначении мелких резьб указывается величина шага: М10Ч0,75; М16Ч1,25.

резьба соединение крепежный стопорение

3. Основные типы крепежных деталей и способы стопорения резьбовых соединений

Основными типами крепежных деталей являются болты, винты, шпильки, гайки и шайбы. Все эти детали стандартизованы и являются покупными изделиями, так как выпускаются заводами массового производства. Конструкция и размеры крепежных деталей весьма разнообразны и приведены в справочниках.

Болтовое соединение (рис. 3а) предполагает использование болта с гайкой для соединения двух и более деталей относительно небольшой толщины. Для неподвижного соединения деталей, одна из которых имеет большую толщину (корпус редуктора, станина станка и пр.), болт с гайкой использовать невозможно или нерационально.

Рис. 3

В таком случае применяется винтовое соединения при помощи винтов (рис. 3б) или шпилек с гайками (рис. 3в). Шпильки применяют в тех случаях, когда при эксплуатации деталь приходится многократно снимать и ставить на место. Использовать для этого винты нежелательно, так как они могут повредить резьбу в детали при многократном завинчивании.

Подкладную шайбу ставят под гайку или головку винта для уменьшения смятия детали гайкой, для предохранения поверхности детали от царапин при завинчивании гайки, или для перекрытия большого зазора в соединении.

Кроме подкладных шайб используют стопорные или предохранительные шайбы, которые предохраняют соединения от самоотвинчивания. Самоотвинчивание крепежных резьб недопустимо, так как нарушает прочность соединения и может привести к аварии. Предохранение от самоотвинчивания повышает надежность резьбового соединения и является совершенно необходимым при вибрациях, переменных и ударных нагрузках. Вибрации уменьшают трение и нарушают условие самоторможения в резьбе. Это в полной мере относится к авиаракетостроению, автомобилестроению и пр.

Рассмотрим четыре основных принципа стопорения.

1. Увеличение трения в резьбе при помощи контргайки (рис. 4а) или использования разрезной гайки с контрящим винтом (рис. 4б). Эта гайка имеет разрез, а контрящий винт упруго стягивает разрезанные части, дополнительно прижимая витки гайки к виткам болта. Увеличения трения в резьбе достигают также, выполняя резьбу с натягом, при помощи специальных нажимных винтов и другими методами.

2. Взаимная фиксация гайки или головки винта с корпусом. Острые кромки пружинной шайбы (рис. 4в), внедряясь в поверхности гайки и корпуса, препятствуют самоотвинчиванию. Более надежным является использование специальной удерживающей планки (рис. 4г) или стопорной шайбы, которая отгибается на корпус и на грань гайки или винта (рис. 4д).

Рис. 4

3. Взаимная фиксация гайкии болта. Наиболее распространенный прием такой фиксации - это шплинтование гайки и болта. Для этого используется прорезная или корончатая гайка с прорезями на торце, а болт просверливается по резьбе в требуемом месте. После затяжки гайки в одну из ее прорезей и в отверстие болта вставляется шплинт (рис. 4е). При использовании круглых гаек с прорезями под ключ для ее фиксации применяется стопорные многолапчатые шайбы (рис. 4ж), а на болте выполняется продольная канавка. В эту канавку заходит внутренняя лапка шайбы, а после затяжки гайки одна из внешних лапок шайбы загибается в прорезь гайки.

4. Фиксация нескольких гаек или головок винтов между собой. Такой способ стопорения применяется в групповых соединениях, когда крепежные детали расположены на небольших расстояниях друг от друга. Для фиксации используется общие стопорные шайбы с отгибающимися краями или мягкая проволока, соединяющая головки болтов через выполненные в них отверстия (рис. 4з).

4. Силы и моменты в деталях резьбового соединения

Для вывода формулы, связывающей силы и моменты в резьбовом соединении, предположим, что болт нагружен осевой силой F, а к гайке приложен момент завинчивания Т_зав, достаточный для ее поворота. Момент завинчивания прикладывается при помощи гаечного ключа, как показано на рис. 5. При завинчивании необходимо пре-



Рис. 5

одолеть трение в резьбе и на торце гайки, возникающее от действия осевой силы. Осевая сила - это, в большинстве случаев, сила затяжки, с которой необходимо сжать детали для создания неподвижного соединения. Условие равновесия имеет следующий вид:

(27.2)

где: Т_Т - момент трения на торце гайки;

Т_Р - момент трения в резьбе.

Если допустить, что приведенный радиус трения на опорном торце гайки равен среднему радиусу этого торца, то:

(27.3)

где: D_ср - средний радиус опорного торца гайки:

f - коэффициент трения на торце гайки.

Момент трения в резьбе определим, рассматривая гайку, как ползун, поднимающийся по виткам гайки, как по наклонной плоскости:

(4)

где: d₂ - средний диаметр резьбы (рис. 2);

ш - угол подъема винтовой линии по среднему диаметру;

ц - угол трения в резьбе:

где f_пр - приведенный коэффициент трения в резьбе; f_пр = f/cos ( - половина угла профиля резьбы: для крепежной метрической резьбы = 30°).

Подставив (3) и (4) в (2) получим формулу для момента завинчивания:

(5)

По этой формуле можно подсчитать отношение осевой силы на винте (силы затяжки) F к силе F_K, приложенной на ручке ключа, то есть, определить выигрыш в силе. Для стандартных метрических резьб при стандартной длине ключа l ? 15d и f ? 0,15 выигрыш в силе F/F_K = 70 80.

При отвинчивании момент на гайке и моменты трения меняют направление и теперь гайка - это ползун, спускающийся по виткам гайки, как по наклонной плоскости. Формула момента отвинчивания имеет вид:



(6)

Чтобы в резьбовом соединении не происходило самоотвинчивания, надо обеспечить самоторможение в резьбе. Условие самоторможения: Т_отв > 0. Рассматривая самоторможение только в резьбе без учета трения на торце гайки, из (27.6) получим tg( - ш) > 0 или:

(7)

Для крепежных резьб условие самоторможения (7) всегда выполняется, так как значение угла подъема ш находится в пределах от 2°30' до 3°30', а угол трения ц в зависимости от коэффициента трения - в пределах от 6° (при f ? 0,1) до 16° (при f ? 0,3). Мелкие резьбы, у которых угол подъема меньше, чем у крупных, обладают бульшим запасом самоторможения, поэтому более надежны.

Заметим, что при переменных нагрузках и вибрациях условие самоторможения может быть нарушено, так как коэффициент трения существенно снижается из-за взаимных микросмещений поверхностей трения. В этом случае происходит самоотвинчивание крепежных деталей. Для его предотвращения необходимо применить один из методов стопорения, приведенных выше.



5. Распределение осевой нагрузки по виткам резьбы

Осевая нагрузка F винта (рис. 6) передается через резьбу гайке и уравновешивается реакцией ее опоры. Каждый виток резьбы наг-

Рис. 6

ружается силой F_i, так что сумма сил, действующих на каждый виток винта и гайки, равна осевой силе: УF_i = F. В общем случае F_i не равны между собой. Если учесть упругость винта и гайки, то можно сказать, что по схеме на рис. 27.6 под действием осевой силы винт испытывает деформацию растяжения, гайка - деформацию сжатия, а витки резьбы - деформацию изгиба. Теоретические и экспериментальные исследования показали, что деформация, а следовательно, и нагрузка первого от опорной плоскости витка больше, чем второго, второго больше, чем третьего и т. д. Для схемы на рис. 6 нагрузка между витками распределяется по закону гиперболического косинуса [17]. График распределения этой нагрузки показывает, что нагрузка витков от нижнего к верхним быстро снижается, в частности, на шестом витке она в пять раз меньше, чем на первом. Поэтому, использование гаек с большим числом витков нецелесообразно. Стандартные гайки имеют шесть витков, их высота Н = 0,8d. Неравномерность распределения нагрузки по виткам крепежной резьбы учитывается при практических расчетах специальным коэффициентом.

6. Расчет на прочность затянутого болтового (винтового) соединения, нагруженного силами, раскрывающими стык

Основным видом разрушения крепежных резьб является срез витков. В соответствии с этим основным критерием работоспособности и расчета крепежной резьбы является прочность, связанная с напряжениями среза.

Однако расчеты показывают, что при использовании стандартных нормальных гаек резьба равнопрочна со стержнем болта, поэтому рассчитывать резьбу нет необходимости, а расчет крепежных деталей сводится к определению прочности стержня болта.

Рассмотрим крепление крышек резервуаров, нагруженных давлением р жидкости или газа, или крышек гидро- или пневмоцилиндров (рис. 7).

Рис. 7

Затяжка болта должна обеспечивать герметичность соединения или нераскрытие стыка под нагрузкой. Можно считать, что на соединение действуют две силы: от предварительной затяжки болтов и от внешней нагрузки. Сила затяжки болтов создает силу затяжки стыка и растягивает болты. Внешняя нагрузка дополнительно растягивает болты и уменьшает силу затяжки стыка. Если сила предварительной затяжки недостаточна, то при некоторых условиях внешняя нагрузка может уменьшить силу затяжки стыка до нуля и произойдет его раскрытие, что недопустимо. Практика эксплуатации таких соединений показала, что целесообразной является высокая затяжка. Сила затяжки одного болта может быть рассчитана так:

(27.8)

где: F - сила, приходящаяся на один болт от внешней нагрузки R соединения:

где z - число болтов в соединении;

К_зат - коэффициент затяжки; по условию нераскрытия стыка при постоянной нагрузке К_зат = 1,25 2, при переменной нагрузке К_зат = 2,5 4.

Расчетная нагрузка на болт с учетом внешней нагрузки:

(9)

где е - коэффициент внешней нагрузки; для большинства случаев (кроме мягких прокладок) е = 0,2 0,3.

Условие прочности болта:

(10)

Коэффициент 1,3 учитывает напряжение кручения от момента трения в резьбе.

Пример расчета

Рассчитать болты и момент завинчивания болтового соединения крышки гидроцилиндра (рис. 27.7) при следующих исходных данных.

Диаметр гидроцилиндра D = 100 мм.

Максимальное давление в гидросистеме р = 10 МПа.

Количество болтов z = 4.

Материал болтов - сталь 30ХГСА.

Соединение гидроцилиндра с крышкой уплотняется медной прокладкой.

Нагрузка постоянная.

Решение.

Болты должны быть затянуты таким образом, чтобы сила их затяжки обеспечивала нераскрытие стыка. Поэтому, при расчете будем руководствоваться рекомендациями §27.6.

Сила, приходящаяся на один болт от внешней нагрузки соединения (рис. 27.7):

Н

Коэффициент затяжки по условию нераскрытия стыка К_зат = 1,6 (стр. 272).

Сила затяжки одного болта (27.8):

Н

Коэффициент внешней нагрузки (стр. 272) = 0,25.

Расчетная нагрузка на болт (27.9):

Н

Минимальный внутренний диаметр резьбы найдем из условия прочности болта (27.10) при [] = 450 МПа для болтов из стали 30ХГСА:

мм

По стандарту принимаем болт М20, для которого d₁ = 17,294 мм.

Момент завинчивания найдем по формуле (27.5), для которой предварительно определим следующие параметры.

Средний диаметр резьбы М20 (по стандарту) d₂ = 18,376 мм.

Шаг резьбы (по стандарту) р = 2,5 мм.

Угол подъема винтовой линии по среднему диаметру (27.1):

Диаметр отверстия под болт назначаем d_от = 21 мм.

Внешний диаметр опорного торца гайки М20 (по стандарту) D₁ = 28 мм.

D_ср - средний радиус опорного торца гайки:

мм

Коэффициент трения на торце гайки f = 0,15 (стр. 269).

Приведенный коэффициент трения в резьбе (стр.269):

Угол трения в резьбе:

Момент завинчивания (27.5):

Нмм Нм



Рекомендуемая литература

1. Авиационные зубчатые передачи и редукторы. Справочник. Под редакцией Булгакова Э.Б. Москва, «Машиностроение», 1981.

2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В трех томах. Москва, «Машиностроение», 1982.

3. Артоболевский И.И. Механизмы в современной технике. Том III. Зубчатые механизмы. М., Наука, 1973.

4. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. М., Наука, 1975.

5. Бернштейн С.А. Сопротивление материалов. М., «Высшая школа», 1961.

6. Гавриленко Б.А. и др. Гидравлический привод. М., Машиностроение, 1968.

7. Детали машин. Атлас конструкций. Под ред. Решетова Д.Н. Москва, «Машиностроение», 1989.

8. Иванов М.Н. Детали машин. Москва, «Высшая школа», 1991.

9. Коловский М.З. Динамика машин. Л., Ленинградский политехнический институт, 1980.

10. Основы расчета и конструирования деталей летательных аппаратов. Под ред. Кестельмана В.Н. Москва, 1989.

11. Пневмопривод систем управления летательных аппаратов. Под ред. Чашина В.А. М., Машиностроение, 1987.

12. Прикладная механика. Под ред. Осецкого В.М. М., «Машиностроение», 1977.

13. Пятаев А.В. Теория механизмов и машин. Учебное пособие. Ташкент, Ташкентский государственный авиационный институт, 2001.

14. Пятаев А.В. Динамика машин. Ташкентский политехнический институт. Ташкент, 1990.

15. Пятаев А.В. Детали машин. Учебное пособие. Ташкент, Ташкентский государственный авиационный институт, 2004.

16. Справочник машиностроителя, том 3. Под редакцией Ачеркана Н.С. Москва, Машгиз, 1963.

17. Справочник машиностроителя, том 4, книги I и II. Под редакцией Ачеркана Н.С. Москва, Машгиз, 1963.

18. Теория механизмов и машин. Под ред. Фролова К.В. М., Высшая школа, 1987.

19. Тимошенко С.П. Колебания в инженерном деле. М., Физматгиз, 1959.

20. Трение, изнашивание и смазка. Справочник. Под редакцией Крагельского И.В. и Алисина В.В. Москва, «Машиностроение», 1978.

Размещено на Allbest.ru