Общие сведения. Резьбовые соединения являются наиболее распространенными разъемными соединениями

Резьбовые соединения являются наиболее распространенными разъемными соединениями. Их образуют болты, винты, гайки и другие детали, снабженные резьбой. К ним относятся также и основные элементы винтовых механизмов.

Основные детали соединения имеют наружную либо внутреннюю винтовую нарезку (резьбу) и снабжены огранёнными поверхностями для захвата гаечным ключом.

Болт – длинный цилиндр с головкой и наружной резьбой (рис. 12.7). Проходит сквозь соединяемые детали и затягивается гайкой (а) – деталью с резьбо-

вым отверстием. Винт – внешне не отличается от болта, но завинчивается в

резьбу одной из соединяемых деталей (б). Шпилька – винт без головки с

резьбой на обоих концах (в).

Резьбовые соединения различают по назначению на:

- резьбы крепёжные (рис.12.8)для фиксации деталей (основная – метрическая с треугольным профилем, трубная – треугольная со скруглёнными вершинами и

Рисунок 12.7 – Резьбовые соединения

впадинами, круглая, резьба винтов для дерева) должны обладать самоторможением для надёжной фиксации;

Рисунок 12.8 – Резьбы крепежные

- резьбы ходовые для винтовых механизмов (прямоугольная, трапецеидальная симметричная, трапецеидальная несимметричная упорная) должны обладать ма-лым трением для снижения потерь.

Рисунок 12.9 – Резьбы ходовые

Конструкции винтов и гаек весьма многообразны. Для малонагруженных и декоративных конструкций применяются винты и болты с коническими и сферическими головками (как у заклёпок), снабжёнными линейными или крестообразными углублениями для затяжки отвёрткой. Для соединения деревянных и пластмассовых деталей применяют шурупы и саморезы – винты со специальным заострённым хвостовиком.

Болты и гайки стандартизованы. В их обозначении указан наружный

диаметр резьбы.

Резьбовые соединения имеют ряд существенных достоинств:

- высокая надёжность;

- удобство сборки-разборки;

- простота конструкции;

- дешевизна (вследствие стандартизации);

- технологичность;

- возможность регулировки силы сжатия.

Недостатки резьбовых соединений:

- концентрация напряжений во впадинах резьбы;

- низкая вибрационная стойкость (самоотвинчивание при вибрации).

Это серьёзные недостатки, однако, их можно свести к минимуму и, практически, полностью исключить. Это делается посредством правильного проектировочного расчёта и специальных мер стопорения, называемых на техническом языке "контровка". Известны следующие виды стопорения.

1 Стопорение дополнительным трением, за счёт создания дополнительных сил трения, сохраняющихся при снятии с винта внешней нагрузки.

Контргайка воспринимает основную осевую нагрузку, а

сила трения и затяжки в резьбе основной гайки ослабляется.

Необходима взаимная затяжка гаек.

Самоконтрящиеся гайки с радиальным натягом

резьбы после нарезания резьбы и пластического обжа-

тия специальной шейки гайки на эллипс.

Иногда самоконтрящиеся гайки выполняются с несколькими радиальными прорезями.

Гайки с полиамидными кольцами без резь-бы, которая нарезается винтом при завинчивании, обеспечивают большие силы трения. Применяют полиамидную пробку в винте.

Контргайка цангового типа (слева) при на-винчивании обжимается на конической поверхнос-ти.

Контргайка арочного типа (справа) при навинчивании разгибается и расклинивает резьбу.

Пружинные шайбы обеспечивают трение в резьбе.

Повышают сцепление врезанием своих острых срезов. Изготавливаются для правой и левой резьбы. Создают некоторое смещение нагрузки.

У пружинных шайб с несколькими отогнутыми усиками сила упругости направлена строго по оси болта.

Стопорение пружинными шайбами ненадёжно.

При спокойных нагрузках резьбы стопорят специальными винтами через медную или свинцовую прокладку или деформированием гайки с прорезями, перпендикулярными оси.

2 Стопорение специальными запирающими элементами, полностью

исключающими самопроизвольный проворот гайки.

Шплинты ГОСТ 397-79 сгибают из проволоки полукруглого сечения плоскими сторонами внутрь. Выпадению шплинта препятствуют его петля и разогнутые концы.

Шайбы с лапками ГОСТ 11872-80 стопорят гайки со шлицами при регулировке подшипников качения на валу. Внутренний носик отгибается в канавку винта, а наружные лапки – в шлицы гайки.

У шайб с лапками ГОСТ 3693/95-52 одна отгибается по грани гайки, а другая по грани детали. Стопорение такими шайбами, как и шплинтами, весьма надёжно и широко распространено.

В групповых соединениях головки бол-тов обвязывают проволокой через отверстия с натяжением проволоки в сторону затяжки резьбы.

3 И, наконец, стопорение может выполняться также пластическим де-

формированием или приваркой после затяжки.

Винты и гайки обычно выполняются из Ст3, Ст4, Ст5, Ст35, Ст45.

Наиболее напряжённые соединения из Ст40, 40ХН. Декоративные винты и гайки выполняются из цветных металлов и пластмасс.

Выбор материалов, как и всех параметров резьбовых соединений, определяется расчётом на прочность.

1 2.5.2 Расчет резьбовых соединений на прочность

Прочность является основным критерием работоспособности резьбовых соединений. Под действием осевой силы (силы затяжки) в стержне винта возникают напряжения растяжения, в теле гайки —сжатия, в витках резьбы — смятия, среза.

Основными критериями работоспособности и расчета для крепежных резьб являются прочность, связанная с напряжениями среза τ, а для ходовых резьб – износостойкость, связанная с напряжениями смятия σ_см.

Осевая нагрузка винта передаётся через резьбу гайке и уравновешива-

ется реакцией её опоры. Каждый из Z витков резьбы нагружается силами F₁,

F₂, … F_Z.

В общем случае нагрузки на витках не одинаковы. Задача о распределе-

нии нагрузки по виткам статически неопределима и была решена русским

учёным Н.Е. Жуковским в 1902 г. на основе системы уравнений для стандарт-

ной шестигранной гайки. График показывает значительную перегрузку ниж-

них витков и бессмысленность увеличения длины гайки, т.к. последние витки практически не нагружены. Такое распределение нагрузки позже было подтверждено экспериментально. При расчётах неравномерность рагрузки учитывают эмпирическим (опытным) коэффициентом K_m, который равен 0,87 для треугольной, 0,5 – для прямоуголь-

ной и 0,65 для трапецеидальной резьбы.

Основные виды разрушений у крепёжных резьб – срез витков, у ходо-

вых - износ витков. Следовательно, основной критерий работоспособности

для расчёта крепёжных резьб – проч-ность по касательным напряжениям сре-

за, а для ходовых резьб – износостой-кость по напряжениям смятия.

Условие прочности на срез:

F / (πd₁ HKK _m ) ≤ [ τ ] для винта; τ = F / (πdHKK _m ) ≤ [ τ ] для гайки,

где H –высота гайки или глубина завинчивания винта в деталь, K = ab/p или K = ce/p – коэффициент полноты резьбы, K_m – коэффициент неравномерности

нагрузки по виткам.

Условие износостойкости на смятие:

σ_см = F / ( πd₂ HZ ) ≤ [ σ ] _см,

где Z – число рабочих витков.

Равнопрочность резьбы и стержня винта явля-

ется важнейшим условием назначения высоты стандартных гаек. Так, приняв в качестве предельных напряжений пределы текучести материала и учитывая, что τ_Т ≈ 0,6 σ _Т условие равнопрочности резьбы на срез и стержня винта на растяжение предстанет в виде:

τ = F/ ( πd₁ HKK_m ) = 0,6σ_Т = 0,6 F / [(π/4) d₁² ].

При K = 0,87 и K_m = 0,6 получаем H ≈ 0,8d₁, а учитывая, что d₁ = d окончательно принимаем высоту нормальной стандартной крепёжной гайки H ≈ 0,8d.

Кроме нормальной стандартом предусмотрены высокие H ≈ 1,2d и низкие H ≈ 0,5d гайки. По тем же соображениям устанавливают глубину завинчивания винтов и шпилек в детали: в стальные H₁ = d, в хрупкие – чугунные и силуминовые H = 1,5d. Стандартные высоты гаек (кроме низких) и глубины завинчивания избавляют нас от расчёта на прочность резьбы стандартных крепёжных деталей.

В расчётах невозможно игнорировать податливость болта и соединяемых деталей. В про-стейшем случае при болтах постоянного сечения и однородных деталях

λ_б = l_б / (Е_б А_б); λ_д = δ_д / (Е_д А_д),

где λ_б, λ_д – податливости болта и деталей, равные их деформации при единичной нагрузке (податливость обратна жёсткости); Е_б, Е_д, А_б, А_д – модули упругости и площади сечения болта и деталей; δ_д – суммарная толщина деталей δ_д ≈ l_д.

В сложном случае податливость системы определяют как сумму подат-

ливостей отдельных участков болта и отдельных деталей. Под площадями

сечения A понимают площади тех частей, которые подвержены деформации

от затяжки болта. Здесь полагают, что деформации от гайки и головки болта

располагаются вглубь деталей по конусам с углом α = 30 ⁰. Приравнивая объ-

ём этих конусов к объёму цилиндра, находят его диаметр

D₁ = D + ( δ₁ + δ₂ ) / 4; A _Д = π ( D₁² – d_отв²)/ 4.

Внешняя нагрузка F деформирует не только болт, но и прокладки,

шайбы, тарельчатые пружины и т.п. Поэтому при расчёте суммарной нагрузки болта F_∑ вводят понятие коэффициента внешней нагрузки χ, равного приращению нагрузки болта в долях от внешней нагрузки. Тогда F_∑ = Fзат + χF. При этом упругие прокладки 1 и 2 нельзя рассматривать как детали 3, 4 и 5, деформация которых уменьшается. В таких случаях все детали соединения разделяют на две системы:

1 Детали системы болта, в которых под действием нагрузки абсолютная дефор-

мация возрастает (болт, прокладки 1,2);

2. Детали системы корпуса, в которых абсолютная деформация уменьшается

(3,4,5).

При этом

В таких соединениях наборы упругих прокладок (шайб, тарельчатых пружин) существенно увеличивают податливость системы болта, а следовательно, уменьшают нагрузку на болт.

В расчёте болтов сначала находят силу, приходящуюся на один болт.

Затем всё многообразие компоновок резьбовых соединений может быть све-

дено к трём простейшим расчётным схемам.

А. Болт вставлен в отверстия с зазором.