Резьбовые соединения

Резьбовыми называются соединения, осуществляемые с помощью деталей, снабжённых резьбой: винты, болты, шпильки и гайки (рис. 13). Винт, свинчиваемый с гайкой, называют болтом (рис. 13 б).

Достоинства. Они являются самыми распространённым видом разъёмных соединений. Резьбовые соединения имеют сравнительно простую конструкцию и очень удобны как для сборки, так и разборки соединения. Они полностью взаимозаменяемы, выгодны для массового производства и не очень дороги. С их помощью можно образовывать самотормозящие и несамотормозящие, подвижные и неподвижные компактные соединения. К недостаткам этих соединений следует отнести: неравномерность нагружения сопряжённых витков, значительная концентрация напряжений в резьбовых деталей, низкий КПД.

	Рис.13. Основные виды соединений: а – винтом; б – болтом; в - шпилькой

 

Параметрами, определяющими резьбу, являются (рис. 14):

d – наружный диаметр резьбы винта, принимаемый за номинальный диаметр резьбы;

d₁  – внутренний диаметр резьбы, определяемый из условия прочности или жёсткости;

d₂ – средний диаметр резьбы;

p – шаг резьбы;

α – угол профиля резьбы;

γ – угол наклона рабочей грани (грани, подвергаемой смятию при действии осевой силы F;

ψ – угол наклона винтовой линии по среднему диаметру резьбы,

Резьбы получают (формируют) резанием (отсюда название «резьба»), накатыванием (обработка давлением), литьём и прессованием композиционных материалов, порошков.

Классификация резьб. По форме профиля резьбы (рис.15) разделяют на: а – метрические (α = 60º; γ = 30º); б – прямоугольные (α = 0º; γ = 0º);

в - трапецеидальные (α = 30º; γ = 15º); и г – упорные (α = 33º; γ = 3º). Резьбы бывают цилиндрические и конические (образованы соответственно на цилиндрической или конической поверхностях); наружные и внутренние.

По назначению резьбы разделяют на три группы: крепёжные, крепёжно-уплотняющие и резьбы, предназначенные для передачи движения.

Конструктивные формы головок болтов и винтов (рис. 16) и гаек (рис. 17) разнообразны, использование их в конструкциях определяется преимущественно условиями работы соединений, технологией изготовления крепёжных деталей и их сборкой. Существуют стандарты на болты, винты, гайки и шайбы наиболее распространённых форм. Для предотвращения повреждений поверхностей соединяемых деталей при завинчивании гаек используют шайбы (рис. 17).

Материалы крепёжных деталей. Основные механические характеристики (предел прочности σ_в, предел текучести σ_Т и относительное остаточное удлинение δ) материалов болтов, шпилек, гаек и шайб нормированы соответствующим ГОСТом. Выбор материала определяется условиями работы, технологией изготовления деталей и др. В массовом производстве крепёжные детали изготовляют из углеродистых сталей обыкновенного качества (Ст3, Ст4, Ст5), качественных конструкционных сталей (сталь 10 сталь 45), автоматных сталей (А12, А20, А30), легированных конструкционных сталей (15Х, 35Х, 45Х), бронз, латуней, пластмасс и др. Для защиты крепёжных деталей из углеродистых сталей от коррозии на них наносят окисные плёнки или гальванические покрытия толщиной 6-12 мкм.

Критерии работоспособности и расчёты резьбовых соединений. Опыт эксплуатации машин и конструкций показал, что отказ соединений обычно происходит из-за разрушения резьбовых деталей и разгерметизации стыков.

Разрушение соединений происходит, как правило, из-за поломок болтов и шпилек по резьбовой части. Иногда встречаются поломки болтов под головкой и срез витков резьбы в гайке (корпусе) и на болте (шпильке).

Для предотвращения разрушения соединений вследствие среза резьбы и отрыва головок болтов стандартные гайки изготовляют высотой Н=0,8d, а высоту головок болтов (винтов) принимают h = (0,5-0,6) d.

Потеря плотности стыков происходит, как правило, из-за чрезмерной внешней нагрузки или недостаточной силы затяжки болтов.

Таким образом, прочность и плотность соединений являются основными критериями их работоспособности.

Расчёт на прочность элементов резьбы. Практически резьбы на прочность рассчитывают по напряжения среза и проверяют на смятие.

В общем случае условие прочности резьбы на срез и смятие имеют вид:

, (18)

, (19)

где F – осевая нагрузка, действующая на резьбовое соединение;

А_ср, А_см – соответственно площадь среза и смятия.

Площадь среза _ср = zs`πd<sub>p</sub>, где z – число витков в гайке; s`= pψ - высота среза; ψ – коэффициент полноты резьбы, зависящий от её типа; d_р – расчётный диаметр, равный d₁ при одинаковом материале,болта и гайки или d – при менее прочном материале гайки. Площадь смятия

.

Высота гайки H определяется из условия равнопрочности стержня винта и резьбыи обычно принимается H≈0,8d. Число витков гайки, как правило, не превышает 10.

Основные случаи нагружения и расчёта резьбовых соединений. Расчёт незатянутых болтов при действии осевой нагрузки. Расчётная схема показана на рис. 19. Стержень болта работает на растяжение и под действием силы F может разрушиться по внутреннему диаметру d₁. В качестве основной расчётной зависимости является условие прочности стержня на растяжение:

(20)

После подстановки значения площади поперечного сечения стержня болта находят значение внутреннего диаметра болта

(21)

Затем по найденному внутреннему диаметру резьбы подбирают стандартный болт.

Расчёт болтов при действии поперечной нагрузки. Рассмотрим два варианта: болты поставлены в отверстие с зазором (рис. 20 а) и без зазора (рис. 20 в). В обоих вариантах должен быть полностью исключён относительный сдвиг собранных деталей.

В первом случае (рис. 20а, б) относительный сдвиг соединяемых деталей исключается затяжкой болтов, в результате которой детали окажутся взаимно прижатыми силами N, вследствие чего на поверхностях относительного скольжения деталей возникнут силы трения

. (22)

Так как N=F, то усилие F затяжки болта при заданной поперечной нагрузке Q определяется из условия (23)

(23)

В общем случае, когда скрепляется в пакет n деталей несколькими болтами (z – число болтов), усилие затяжки одного болта определяют по формуле:

(24)

где k ≥ 1,5 – коэффициент запаса сцепления;

i = n - 1 – количество плоскостей относительного скольжения деталей.

Растягивающая болт сила F появляется при затяжке соединения. Болты, поставленные с зазором, одновременно испытывают растяжение и кручение. Такие болты можно рассчитывать по формуле (21), умножив усилие затяжки болта F на коэффициент β, учитывающий влияние касательных напряжений τ от кручения на прочность болта. При среднем диаметре d₂ ≈ 1,2d₁, угле подъёме винтовой линии λ = 2,5º и коэффициенте трения f = 0,15 коэффициент β≈1,3.

(25)

Болты без зазора (рис. 22 в) обычно ставят в отверстия на напряжённой посадке. Благодаря этому исключается относительное смещение деталей узла без затяжки гаек. Поперечная нагрузка Q может вызвать срез болтов по плоскости скольжения деталей узла и смятие на поверхностях контакта болтов со стенками отверстия. Поэтому болты без зазоров рассчитываю на срез стержней, определяя расчётный диаметр,

, (26)

а затем проверяют на смятие по наименьшим поверхностям контакта стержней с отверстиями

(27)

Расчёт болтов при эксцентричном приложении нагрузки. На рис. 21 показано крепление крышки резервуара болтами с эксцентричной головкой. Такие болты работают на растяжение от силы F и на изгиб от момента M=Fe. Их рассчитывают по эквивалентным напряжениям

(28)

где e ≤ d – эксцентриситет силы F.

Следует избегать применения болтов с эксцентричной головкой и не допускать появления подобных схем нагружения от случайных причин, так как при этом величина эквивалентного напряжения может достичь (8-10)σ_р в зависимости от е.

2.2.2. Шпоночные и шлицевые соединения

Шпоночным соединением называют соединение вала со ступицей колеса с помощью детали, называемой шпонкой. Шпонки делят на призматические (рис. 22 а), сегментные (рис. 22 б) и клиновые (рис. 22 в). Для основных типов шпонок в зависимости от номинального диаметра d вала стандартом установлены размеры сечений шпонок (h и b) и пазов для них.

Призматические шпонки создают ненапряжённые соединения. Они используются в конструкциях наиболее часто. К достоинствам этих шпонок следует отнести сравнительно небольшую глубину врезания в вал, они легко монтируются и демонтируются. Призматические шпонки имеют прямоугольное сечение с отношением высоты к ширине от h/b=1 (для валов диаметром до 22мм) до h/b=0,5 (для валов больших диаметров). Рабочими у призматических шпонок являются боковые узкие грани. В радиальном направлении предусмотрен зазор. Недостатками являются повышенные требования к точности изготовления и сборки, а также отсутствие фиксации деталей в осевом направлении.

Сегментные шпонки имеют глубокую посадку в вал и поэтому не перекашиваются под нагрузкой, они взаимозаменяемые. Однако глубокий паз существенно ослабляет вал, поэтому сегментные шпонки используют преимущественно для закрепления деталей на малонагруженных участках вала.

Клиновые шпонки создают напряжённые соединения, У этих шпонок рабочими являются широкие грани, одна из которых имеет уклон 1:100. Шпонки устанавливают в распор широкими гранями и фиксируют детали в осевом направлении Недостатком клиновых шпонок является то, что в процессе сборки нарушается соосность соединяемых деталей. Соединения клиновыми шпонками применяют главным образом в тихоходных передачах.

Критерии работоспособности и расчёт соединений. Шпоночные соединения выходят из строя из-за смятия (упруго-пластического сжатия) рабочих граней и возможного среза шпонок. Выбранные по стандартам, в зависимости от диаметра вала, шпонки проверяют на прочность на смятие

(29)

где М – вращающий момент;

l_p – рабочая длина шпонки;

t₂ = 0,4h – глубина врезания шпонки в ступицу;

[σ_см] – допускаемое напряжение на смятие.

Из (29) находим рабочую длину шпонки

(30)

Полная длина l шпонки с круглёнными концами l = l_p + b.

Проверку прочности шпонки на срез обычно не производят, так как это условие удовлетворяется при использовании стандартных сечений шпонок и рекомендуемых значений.

Если длина шпонки, определённая по формуле (30) оказывается больше длины ступицы колеса, то соединение образуют с помощью двух или трёх шпонок, установленных соответственно под углом 180º или 120º.

Соединение сегментными шпонками также рассчитывают по формуле (29), принимая t₂ = h - t₁.

Шпонки изготовляют из сталей, имеющих σ_в ≥ 500 МПа (Ст6, стали 45; 50 и др.) Допускаемые напряжения обычно принимают [σ_см] = 200-500 МПа.

При реверсивной нагрузке значения допускаемых напряжений уменьшают 1,5 раза, а при ударной нагрузке – в 2 раза.

Шлицевыми соединениями называют соединения, которые образуются между выступами или шлицами вала и соответствующими по форме впадинами ступицы, насаженной на вал (рис. 23).

По сравнению со шпоночными шлицевые соединения имеют меньшие радиальные габариты, высокую несущую способность, взаимозаменяемы и обеспечивают хорошее центрирование деталей.

Поэтому их используют в условиях массового производства конструкций и при большой частоте вращения валов.

По форме поперечного сечения различают три типа шлицев: прямобочные, эвольвентные и треугольные (рис. 23).

Наибольшее распространение получили прямобочные шлицевые соединения, выполняемые с чётным числом шлицев (6; 8; 10; 12; 20); они стандартизированы, поэтому их размеры нельзя выбирать произвольно. В прямобочных шлицевых соединениях центрирование осуществляют по наружному, внутреннему диаметрах или по боковым сторонам шлицев (рис. 23 а, б, в).

Шлицевое соединение с эвольвентным (рис. 23 г) профилем отличается от прямобочного более совершенной технологией изготовления, повышенной прочностью самих шлицев и валов и точностью центрирования. Центрирование при эвольвентных шлицах осуществляется по боковым сторонам и реже по наружному диаметру. Шлицевое соединение с треугольными шлицами (рис. 23 д) применяют для неподвижных соединений при небольших нагрузках и малой толщине стенки ступицы.

Критерии работоспособности и расчёт соединения. Соединения выходят из строя в основном из-за повреждения боковых (рабочих) поверхностей (смятии, износ) и усталостного разрушения валов (рис. 24). Поэтому основным критерием работоспособности шлицевых соединений является прочностная надёжность самих шлицев и валов.

Зубья рассчитывают на смятие, как и шпоночные соединения:

(31)

где d_m  – средний диаметр соединения;

z – число шлицев (зубьев);

h, l – соответственно высота и длина поверхности контакта зубьев;

ψ = 0,7-0.8 – коэффициент, учитывающий концентрацию контактных давлений на краях соединения;

[σ_см] – допускаемое напряжение смятия на боковых поверхностях.

Высота и средний диаметр для прямобочных зубьев

для эвольвентных зубьев h = m; d_m = mz (здесь m – модуль).

Количество зубьев и диаметры заданы в стандарте в зависимости от диаметра вала. Длина соединения (как и для шпоночного соединения) принимается по ступице охватывающей детали (например, колеса), обычно l = (1-2)d.

Вопросы для самопроверки

1. Назовите виды соединения деталей.

2. С какой целью применяют различные соединения, и какими соображениями при этом руководствуются?

3. Виды неразъёмных соединений.

4. Назовите достоинства и недостатки сварных соединений.

5. Какие виды сварных соединений наиболее распространены? Назовите сварные швы в зависимости от их расположения по отношению к внешним силам.

6. Расчёт стыковых и нахлёсточных швов.

7. Заклёпочные соединения. Достоинства и недостатки.

8. Конструкции заклёпочных швов.

9. Основные параметры заклёпочных швов. Расчёт заклёпочных соединений на прочность. Материалы заклёпок.

10. Виды разъёмных соединений. Резьбовые соединения. Достоинства и недостатки.

11. Параметры, определяющие резьбу и классификация резьб.

12. Критерии работоспособности резьбовых соединений. Расчёт на прочность элементов резьбы.

13. Основные случаи нагружения. Расчёт незатянутых болтов

14. Расчёт болтов при действии поперечной нагрузки, поставленных с зазором.

15. Расчёт болтов при действии поперечной нагрузки, поставленных без зазоров.

16. Расчёт болтов при эксцентричном приложении нагрузки. Материалы крепёжных деталей.

17. Шпоночные соединения. Виды. Достоинства и недостатки.

18. Критерии работоспособности и расчёты шпоночных соединений. Материалы шпонок.

19. Шлицевые соединения. Область применения. Достоинства и недостатки. Типы соединений.

20. Критерии работоспособности и расчёт шлицевых соединений.