Характеристики резьбовых соединений

Достоинства:

• технологичность;

• взаимозаменяемость;

• универсальность;

• надёжность;

• массовость.

Недостатки:

• раскручивание (самоотвинчивание) при переменных нагрузках и без применения специальных устройств (средств).

• отверстия под крепёжные детали как резьбовые так и гладкие вызывают концентрацию напряжений.

• для уплотнения (герметизации) соединения необходимо использовать дополнительные технические решения.

Примечание: коническая резьба обладает свойством герметичности и самостопорения.

Классификация резьбовых соединений

• резьбовое соединение при непосредственном скручивании соединяемых деталей (резьба имеется на этих деталях);

• резьбовое соединение при помощи дополнительных соединительных деталей, например, болтов, шпилек, винтов, гаек и т.д;

  • болтовое соединение;

  • винтовое соединение;

  • шпилечное соединение.

Болтовое соединение

Винтовое соединение

Шпилечное соединение

9. Подбор и расчет на прочность затянутых болтов.

Выход из строя болтов и винтов обычно происходит вследствие разрыва стержня по резьбе или переходному сечению у головки, в результате разрушения или повреждения резьбы, из-за разрушения головки. Шпильки выбывают из строя вследствие разрыва стержня по резьбе, повреждения или разрушения резьбы. Так как размеры стандартных болтов, винтов и шпилек отвечают условию их равнопрочности по указанным критериям, то расчет обычно производят по одному основному критерию работоспособности — прочности нарезанной части стержня. Из расчета стержня на прочность определяют номинальный диаметр резьбы болта. Длину болта принимают в зависимости от толщины соединяемых деталей. Остальные размеры болта, а также гайки, шайбы и гаечного замка принимают в зависимости от диаметра резьбы по соответствующим ГОСТам.

Рассмотрим расчет болтов при статическом нагружении.

Болт нагружен осевой растягивающей силой.

Болт нагружен осевой растягивающей силой; предварительная и последующая затяжки его отсутствуют (соединение ненапряженное, рис. 1).

Такой вид нагружения встречается сравнительно редко. Болты в этом случае обычно находятся под действием сил тяжести. Характерным примером данного нагружения может служить резьбовой конец грузового крюка грузоподъемной машины.

Рис. 1

Условие прочности болта

где σ_р — расчетное напряжение растяжения в поперечном сечении нарезанной части болта; F — сила, растягивающая болт; d₁ — внутренний диаметр резьбы болта; [σ_р] — допускаемое напряжение на растяжение болта.

Формулой (1) пользуются при проверочном расчете болта. Из нее вытекает зависимость для проектного расчета болта

или

Болт испытывает растяжение и кручение, обусловленные затяжкой.

Крутящий момент, возникающий в опасном поперечном сечении болта, равен моменту Т в резьбе, определяемому по формуле

Лишь для установочных винтов при определении момента, скручивающего стержни, следует учитывать момент силы трения на торце. Эквивалентное напряжение в болте, в опасном поперечном сечении которого возникают продольная сила, равная усилию F затяжки, и крутящий момент T, равный моменту в резьбе, определим по гипотезе энергии формоизменения:

где σ_ekv - эквивалентное (приведенное) напряжение для опасной точки болта; σ_p — напряжение растяжения в поперечном сечении болта; τ_k — наибольшее напряжение кручения, возникающее в точках контура поперечного сечения болта.

Подставим в формулу значение крутящего момента из формулы

и вынесем множитель

из-под корня. Получим

Принимая для стандартных стальных болтов с метрической резьбой ψ=2°30', d₂/d₁=1,2 и f=0,15 чему соответствует ψ=8°40', окончательно получим σ_ekv≈1,3σ_p

Следовательно, болт, работающий одновременно на растяжение и кручение, можно рассчитывать только на растяжение по допускаемому напряжению на растяжение, уменьшенному в 1,3 раза, или по расчетной силе, увеличенной по сравнению с силой, растягивающей болт, в 1,3 раза. Таким образом, проектный расчет болта в этом случае рекомендуется производить по формуле

или