книги из ГПНТБ / Зиновьев, Владимир Андреевич. Детали машин учебник для немеханических специальностей высших технических учебных заведений

ной из них является цилиндрическая головка (фиг. 18, а), но го­

ловка такой формы представляет опасность на вращающихся дета­ лях. При необходимости скрыть головку в детали применяются винты с потайной (фиг. 18, б) или полупотайной (фиг. 18, в) го­ ловками. Если такие головки не могут быть скрыты в детали (на­ пример, в тонком листе), то может быть применен винт с полукруглой головкой (фиг. 18, г).

Для диаметров до 10 мм предусмотрены еще винты с цилиндри­ ческой головкой и сферой (фиг. 18, д).

По действовавшим до 1958 г. стандартам в винтах с головками

под отвертку предусматривалось оформление концов в виде усечен­ ного конуса. По стандартам, утвержденным в 1958 г.; такая форма винтов признается лишь допускаемой, основная форма винтов — без конического конца (см. фиг. 18).

Стандартные профили винтовых резьб

В настоящее время в крепежных изделиях (болтах, шпильках, винтах) применяется резьба почти всегда метрическая с профилем в виде равностороннего треугольника (фиг. 19). Вершины углов профилей резьбы болта и гайки немного срезаны. Срезанная вершина профиля гайки не доходит до тела болта во избежание образования зазора на боковых поверхностях. Вследствие этого метрическая резьба получается негерметичной.

Параметрами резьбы являются ее диаметр d0 и шаг s. Метриче­ ская резьба стандартизована до диаметра 600 мм, но крепежные изделия стандартизованы до диаметра 48 мм. Полезно запомнить следующие стандартные диаметры резьбы в крепежных изделиях;

основная и пять мелких. Мелкие резьбы отличаются от основной разными коэффициентами измельчения. Коэффициентом измельче­

ния называется отношение шага основной резьбы к шагу мелкой.

Для мелких резьб предусмотрены следующие приблизительные коэффициенты измельчения:

При решении вопроса о целесообразности применения основной

или одной из мелких резьб необходимо принимать во внимание следующее:

1. Основной резьбой стержень ослабляется в большей степени,

изведенными испытаниями было установлено, что равнопрочность стержня и резьбы при действии на соединение растягивающей силы достигается лишь при определенном отношении наружного диаметра d0 резьбы к шагу $. Чем больше это отношение, тем большей полу­ чается необходимая для равнопрочности высота гайки. Например,

резьбы отношение у составляет 7—9,6 для разных диаметров, для 1-й

мелкой 9—16, для 2-й мелкой 12—25. Из этого следует, что в резьбо­ вых крепежных изделиях, где равнопрочность стержня и резьбы

обязательна, мелкая резьба, начиная с 3-й, нецелесообразна. Стан­ дартами 1-я и 2-я мелкие резьбы предусматриваются только в чистых

•42 Соединения

■обозначается внутренним диаметром трубы, на наружной поверх­ ности которой резьба располагается. Например, обозначение диа­

метра трубной резьбы на чертеже «1" труб» следует расшифровывать следующим образом: трубная резьба для наружной поверхности трубы с внутренним диаметром, равным 1". Действительный наруж­ ный диаметр трубной резьбы надлежит устанавливать по

ГОСТу 6357-52. В приведенном примере наружный диаметр резьбы

равен 33,25 мм.

Кроме упомянутых выше, имеются и другие стандартные резьбы для крепежных изделий, применяемые в сравнительно редких спе­ циальных случаях.

Для винтов, передающих движение и не применяемых, следо­ вательно, в резьбовых соединениях, стандартизована резьба тра­

пецеидальная (фиг. 21) мелкая, нормальная и крупная. Эти виды

резьбы отличаются один от другого величиной шага и, следова­ тельно, профиля.

Гаечные ключи

Основными размерами гаечного ключа (фиг. 22) являются размер зева S и длина L. Размеры эти для болтов разных диаметров стан­ дартизованы. Стандартные размеры зева согласованы со стандарт­

ными размерами гаек и головок болтов. Стандартные размеры длин

ключей для болтов диаметрами от 12 до 48 мм изменяются от 170 до 530 мм. Меньшие длины L ключей для болтов с меньшими диа­ метрами предусмотрены для того, чтобы избежать перенапряжения болтов при затягивании гаек, но, разумеется, цель эта путем ограни­ чения только длин L не может быть достигнута полностью. В от­ ветственных случаях применяются так называемые тарированные или предельные ключи разных конструкций, ограничивающие вели­ чины моментов при затягивании гаек. Когда угол между осью ру­ коятки и осью зева а > 0 (фиг. 22), гайку можно повертывать на больший, чем при а = 0, угол (при перевертывании ключа), что удобно при монтаже болтов, расположенных близко один от дру­ гого.

При тесном расположении болтов, а также когда гайка распо-

-ложена в некотором углублении и потому не может быть охвачена обыкновенным ключом, применяется торцовый ключ, надеваемый на гайку сверху и охватывающий все ее грани.

Средства против самоотвинчивания гаек

Затянутый болт висит на витках гайки и не возвращается к ис­ ходному положению, потому что резьба в крепежных изделиях самотормозящая. Условие самоторможения

X < <р',

где X — угол подъема резьбы на среднем диаметре; <р' — фиктивный угол трения.

Это условие в резьбовых крепежных изделиях выполняется в до­ статочно большой степени. Так, например, в основной метрической резьбе при диаметрах от 12 до 48 мм угол X изменяется от 2,5 до 2°,

аугол ср' от 9 до 12°. Самоотвинчиванию гайки, кроме силы трения

врезьбе, противодействует еще и сила трения на поверхности со­ прикосновения гайки с деталью. Казалось бы, что при таких усло­

виях самоотвинчивание не может происходить, но практика показы­ вает, что в соединениях, подвергающихся даже легким толчкам и

сотрясениям, самоотвинчивание все же происходит.

Многочисленные средства против самоотвинчивания гаек можно

разделить на две основные группы: в одной из них используются дополнительные силы трения, в другой — разного рода фиксирую­ щие приспособления.

Одним из наиболее старых способов первой группы является применение контргайки — обыкновенной гайки, навинчиваемой поверх основной (фиг. 23, а). Затянутая контргайка, упираясь в ос­

новную гайку, удлиняет резьбовую часть болта, отводя витки резьбы болта от витков резьбы основной гайки (фиг. 23, б), вследствие чего в резьбе возникают дополнительные силы трения. Достоинством контргайки является простота при практически неограниченной многократности разборки и сборки соединения, недостатками — малая величина деформации, не обеспечивающая необходимой

44 Соединения

надежности, двойной расход гаек и увеличение длины резьбовой части болта. В настоящее время этот способ применяется сравни­ тельно редко.

К средствам первой группы относится и применение пружинной шайбы (фиг. 24) с разведенными заостренными концами, препят­

ствующими вращению шайбы в направлении самоотвинчивания гайки. Основным недостатком широко применяемой пружинной шайбы является нарушение центральности приложения растяги­ вающей болт силы вследствие одно­ стороннего давления на гайку со

стороны шайбы.

Фиг. 25. Фиг. 26.

Из средств второй группы наиболее широкое применение полу­ чили шплинты, представляющие собой проволоку полукруглого сечения, сложенную плоскими сторонами. После затягивания гайки в гайке и болте просверливается отверстие, в которое вставляется шплинт (фиг. 25). Концы шплинта отгибаются в разные стороны,

чем устраняется возможность выпадения шплинта из отверстия от каких-либо случайных причин.

Очевидное достоинство этого способа — абсолютная надежность.

Основной недостаток — практическая невозможность многократной

разборки и сборки соединения. После разборки и вторичной сборки отверстия в гайке и болте могут не совпасть. Это во всяком случае

произойдет, если через некоторое время после монтажа соединения

новое отверстие в стержне болта, ослабленном уже первым отверстием.

Этот недостаток в значительной степени устраняется примене­

нием стандартной корончатой гайки, представляющей собою обык­ новенную гайку с короной в виде полого цилиндра и прорезями для

шплинта (фиг. 26). Благодаря наличию прорезей в короне отверстие для шплинта после затягивания гайки просверливается только в болте. При необходимости подвернуть гайку через некоторое время

после монтажа соединения надобности в новом отверстии в стержне болта не будет, если гайка будет подвернута на угол кратный 60°.

При применении корончатой гайки отверстие для шплинта свер­ лится в ненапряженной части стержня болта, чем устраняется дру­ гой существенный недостаток стопорения резьбового соединения при помощи шплинта.

Расчет элементов болта

Болт является деталью, предназначенной для воспринятия осевых сил. Под действием осевой силы в стержне болта возникает

Стержень. Расчетным сечением стержня является сечение пло­ скостью, перпендикулярной к оси болта и проходящей через точку, лежащую на цилиндре с внутренним диаметром dj резьбы. При расчете площадь этого сечения принимается равной площади круга диаметром dx, что не является точным, так как секущая плоскость, пересекая с одной стороны тело цилиндра диаметром dlt на стороне, диаметрально противоположной, пересекает часть витка. Но так как допускаемая небольшая неточность увеличивает надежность расчета,

По определенному таким образом диаметру dt находится наруж­ ный диаметр d0 резьбы (в стандартных таблицах для каждого диа­ метра с?0 указан и соответствующий ему диаметр di).

Формула (10) является основной для расчета болтов во всякого рода соединениях. Задачи, которые приходится разрешать при рас­ чете болтов в разных соединениях, сводятся к преодолению затруд­

нений, с которыми связаны правильное определение действующих па болты осевых сил и выбор допускаемых напряжений.

Головка. Форма и размеры головки в поперечном направлении приняты конструктивно и для нормальных болтов стандартизованы.

В поперечном сечении головка имеет форму правильного шестиуголь­

46 Соединения

ника, расстояние между диаметрально противоположными верши­ нами углов (диаметр описанной окружности) равно около l,75d0.

Необходимая для равной прочности со стержнем болта высота h головки определяется в результате следующего приближенного расчета.

Предположив, что сила Q, действующая на головку со стороны детали, в которую головка упирается, распределена по вершинам углов шестиугольника (наиболее неблагоприятный случай), полу­ чаем изгибающий момент

ми = Q 0,375 d,

где d — диаметр стержня.

Развернув расчетную цилиндрическую поверхность диаметром d

на плоскость, получаем консольную балку с моментом сопротивле­ ния изгибу

ту = л dh2

6 '

Напряжение изгиба получается равным

= 0,375 <2^:--^ .

Приняв Си = Ор и сопоставив это уравнение с уравнением (10),

h= 0,75 (0,81 4- 0,86) d0 = (0,610 4- 0,645) cZ0.

Встандартах для болтов с нормальными размерами головок

(ГОСТы 7790-57, 7798-57 и 7805-57) для болтов М12-М48 высоты головок приняты в пределах h = (0,62 4-0,67) cZG.

Гайка. Необходимая для равной прочности со стержнем болта высота Н гайки может быть определена в результате приближенных расчетов па изгиб, срез и смятие витков резьбы. Расчет прочности резьбы на изгиб можно выполнить, рассматривая виток резьбы, как консольную балку, а приходящуюся на один виток силу, приложен­ ной на среднем диаметре.

Принимая условно, что усилие по виткам распределяется равно­

мерно, расчет прочности на срез витков болта, работающих в гайке,

можно произвести по уравнению

Q = л drH [т]ср.

Наибольшая высота гайки получается из расчета на смятиек При числе z витков получаем

Сопоставляя это уравнение с уравнением (10), получаем

Положив d0 = ■ м>о di = 1,25 di, после сокращений и преобразо-

ваний получаем

Приняв для стали Ст.З [ст]р — 1000 кПсм2 и [<т]СЛ1 = 300 кПсм*

(напряжение на смятие принимается пониженным, так как давление на витки распределяется неравномерно и резьба изнашивается), получаем

z = S : °>56 - 5,95 = 6;

оии

Н = zs = 6s,

где s — шаг резьбы.

По ОСТу НКТП 32 отношение -%- колеблется в пределах от 0,14

«0

(для мелких болтов от Ml2) до 0,11 (для крупных болтов от М27),

Приняв — О.,14, получаем

«0

Н= 6 ~do = 6-0,14d0 = 0,84d0. “0

Приняв = 0,11, получаем

«0

Н= 6 • 0,11 dQ = 0,66 d0.

Встандартах принято Н ~ 0,8 dQ.

Расчет болтовых соединений

Болтовые соединения можно разделить на ненапряженные и напряженные. При сборке ненапряженного соединения гайка до-

водится только до соприкосновения с расположенной под ней де­ талью. При сборке напряженного соединения гайка, доведенная до соприкосновения с деталью, затягивается затем гаечным ключом, в результате чего в болте и расположенных между головкой и гайкой деталях возникают напряжения. Оба вида соединений могут под-

48 Соединения

вергаться действию сил, параллельных и перпендикулярных к оси

■болта.

Расчет ненапряженных соединений. В ненапряженном соедине­ нии, подверженном действию осевой силы, — случае, редко встре­ чающемся, незатянутая зашплинтованная гайка удерживает груз,

подвешенный к нижней части стержня за головку или иным способом

(фиг. 27).

Расчет болта по формуле (10) в таком соединении не представляет

затруднений, так как действующая на болт осевая сила точно из­ вестна, а допускаемое напряжение можно выбирать независимо от

Фиг. 28.

диаметра болта, руководствуясь только величиной предела теку­ чести материала болта.

В ненапряженном соединении, подверженном действию силы Р,

перпендикулярной к оси болта, назначение болта состоит в том, чтобы препятствовать относительному сдвигу деталей (фиг. 28).

В таком соединении болт, вставленный в отверстия деталей с натя­ гом, своим телом оказывает сопротивление сдвигу деталей под дей­ ствием силы Р. Хотя после того как болт вставлен в отверстия дета­

лей, гайка затягивается, в результате чего и в болте, и в деталях появляются определенные напряжения, такое соединение все же следует считать ненапряженным, так как напряжения, возникающие

в результате затягивания гайки, почти не оказывают влияния на прочность соединения и при расчете во внимание не принимаются.

В таком соединении болт работает на срез и смятие, детали — на смятие. Расчет болта на срез производится по формуле

j-v л d% . . ,

(И)

где IrJcp — допускаемое напряжение на срез;

d — диаметр стержня в плоскостях среза; i — число плоскостей среза.