Конструирование резьбовых соединений

Известно, что резьбы не обеспечивают точного взаимного расположения стягиваемых деталей из-за того, что отверстия выполняют большего диаметра, чем устанавливаемые в них болты. Для повышения точности соединения применяют фиксирующие конструктивные элементы (буртики, шпильки, штифты и т.д.), представленные на рис.2.22.

Для исключения самопроизвольного отвинчивания в резь­бовых соединениях применяют стопорные устройства, рабо­тающие по принципу жесткого или фрикционного стопорения. При жестком стопорении соединяемые детали связываются меж­ду собой жесткой связью, шайбой Гровера, шплинтом, отгибной шайбой, а при фрикционном стопорении - создается повышен­ное трение в зоне контакта.

Рис.2.22 Фиксация конструкций с использованием шпилек и штифтов

Рис.2.23. Стопорение шплинтами

Рис.2.24. Стопорение отгибными шайбами

Стопорение гаек шплинтами широко распространенно в наи­более ответственных соединениях. Способы стопорения с отгибкой концов шплинта показаны на рис. 2.23. Стопорение отгибными шайбами из мягкой листовой стали показано на рис. 2.24. Стопорение упругими шайбами основано на создании сил трения в резьбе и на торце гайки. Пружинная шайба Гровера ("гровер") представляет кольцо прямоугольного поперечного сечения, с косым разрезом под углом 15° к оси (рис. 2.25). Эти шайбы не применяются на мягких материалах, т.к. зубчики портят поверхности деталей.

Рис.2.25. Шайба Гровера

Во многих конструкциях применяют стопорение гаек при помощи проволоки, которую пропускают через отверстие в гра­нях гайки и специальное отверстие на детали (рис. 2.26). Концы проволоки скручивают плоскогубцами.

Изображение резьбы и резьбовых соединений на чертежах проводится в соответствии с ГОСТ.

Наружная резьба изображается по внешнему диаметру основной линией, а по внут­реннему - сплошной тонкой (рис.2.27).

Рис.2.26. Стопорение проволокой гайки и заглушки.

Резьба в сечении, перпендикулярном оси стержня , изоб­ражается сплошной окружной и тонкой линией на окружности.

Внутренняя резьба изображается сплошной основной линией по внутреннему диаметру и сплошной тонкой - по наружному. Мет­рическая резьба с крупным шагом обозначается по наружному диа­метру буквой М с указанием номинального внешнего диаметра - М 14. Резьбу с мелким шагом обозначают с указанием номинального диаметра, шага резьбы и поля допуска, например М 16x1 -5-6q. При обозначении левой резьбы после условного изображения ставят LH.

Трубная цилиндрическая резьба обозначается буквой G, далее указывается размер резьбы и класс точности среднего диаметра (А или В) – G1-A.

При обозначении резьбовых сое­динений в числителе указывается класс точности внутренней резьбы, а в знаменателе - наружной: G1-A/В.

На чертежах резьбовые соединения изображают конструктивно или упрощенно. При упрощенном - размеры определяют в зависимости от диамет­ра резьбы, не показывают зазор между болтом и стенками отверстия, не изображают фаски (рис.2.28, 2.29).

Рис.2.27. Изображение резьбы на чертежах

Рис. 2.28. Соединение Рис.2.29. Соединение

шпилькой болтом

Расчет болтов (винтов) на прочность.

Разрушение правильно рассчитанных резьбовых соединений происходит чаще всего вследствие разрыва стержня по внутрен­нему диаметру резьбы и значительно реже вследствие разрушения или повреждения резьбы. Из расчета на прочность находят внут­ренний диаметр резьбы, по которому из таблиц определяется но­минальный диаметр резьбы. Рассмотрим наиболее часто встре­чающиеся на практике случаи силового нагружения болтов.

1. Стержень болта нагружен только осевой растягивающей си­лой F. Такой вид нагружения встречается не очень часто, например, при креплении грузового крюка для подвешивания груза, при крепле­нии направляющего блока и т.д.. В стержне болта возникает напряжение рас­тяжения - , величина которого в наименьшем сечении по внут­реннему диаметру резьбы –d₁ равна:

,

где - допускаемое напряжение.

При заданной нагрузке F на болт его внутренний диаметр равен:

.

Номинальный диаметр болта находится из таблиц, по рассчитан­ной величине d₁

2. Стержень болта нагружен осевой силой F и крутящим моментом T. Осевое усилие на болт равно силе затяжки F =F_зат соединяемых деталей, а крутящий момент Т равен моменту сил трения в резьбе и на торце головки болта. Такой тип нагружения болта наибо­лее распространен и примером являются болты, соединяющие ненагруженные детали (рис.2.30). Момент сил трения в резь­бе можно найти из соотношения: ,

где d₂- средний диаметр резьбы;

- угол подъема витков в крепежной резьбе;

- угол трения, зависящий от коэффициента трения в резьбе ( f = 0,1…0,3 ).

Рис.2.30. Расчетная схема болта при растяжении и кручении

Усилие затяжки зависит от площади стыкасоединяемых деталей (площади, условно приходящейся на 1 болт), а

- напряжение смятия в стыке, величину которого выбирают, например, по условию обеспечения герметичности.

Напряжение растяжения в болте равно:

,

а напряжение кручения определяется из соотношения:

,

где - полярный момент сопротивления сечения болта кручению.

Эквивалентное напряжение в болте будет:

.

Расчеты показывают, что для стандартной метрической резьбы, работающей на растяжение, имеет место зависимость , т.е. напряжения кручения учитываются введением коэффициента - 1,3.

Поэтому болт, нагруженный силой и крутящим моментом, можно рассчитывать только по напряжениям растяжения при увеличении действующей силы в 1,3 раза.

Эквивалентное напряжение в этом случае равно:

,

откуда внутренний диаметр резьбы находится из соотношения:

.

Далее необходимо из таблиц определить номинальный размер резьбы.

3. Болтовое соединение нагружено поперечной сдвигающей силой.

3.1. Болт установлен в отверстие без зазора (рис. 2.31). Отверстие под болт обрабатывается разверткой и болтовое сое­динение является беззазорным. В данном случае затяжка болта не обязательна (болт выполняет функции заклепки) и поэтому усилие трения в стыке не учитывается. Стержень болта рассчи­тывают по напряжениям среза и смятия от действия поперечного внешнего усилия F.

Напряжение среза в опасном сечении равно: ,

где d - диаметр болта в сечении среза;

- допускаемое напряжение среза болта.

Откуда диаметр болта найдется из соотношения: .

Тонкие детали, если (), необходимо рассчитать на смятие по формуле:,

где h- толщина детали,

- допускаемое напряжение на смятие.

Расчетная формула является условной вследствие того, что точный закон распределения напряжений смятия по цилиндричес­кой поверхности неизвестен.

3.2. Болт установлен в отверстия соединяемых деталей с зазо­ром (рис. 2.31). Взаимный сдвиг соединяемых деталей не допускается, т.е. усилие трения в стыке должно превышать внешнее сдвигающее усилиеF , или,

где k = 1,3...1,5 - коэффициент запаса по сдвигу.

Сила трения зависит от усилия затяжки болта и находится из соотношения

,

где f = 0,15...О,2 - коэффициент трения для стальных поверхностей

Рис. 2.31. Схемы установки болта

. без зазора и с зазором

Расчет на растяжение болта проводится от усилия затяжки, величина которого согласно предыдущим соотношениям равна:

.

Величину F_зат следует подставить в формулу

и определить внутренний диаметр болта.

4. На предварительно затянутый болт действует дополнительное усилие F , раскрывающее стык соединяемых деталей (рис.2.32).

К болтам, нагруженным указанными усилиями, относятся флан­цевые (в сосудах внутреннего давления), фундаментные (креп­ления изделий к основанию) и некоторые другие. Задача заключается в определении такого усилия затяжки болта F_зат, которое обес­печивает герметичность соединения (или условие нераскрытия стыка стягиваемых деталей). Задача о распределении действую­щей нагрузки между соединяемыми деталями и болтом является статически неопределимой и может быть решена с учетом их податливости. Усилие на один болт от внешней дополнительной нагрузки F равно

,

где z - количество болтов в соединении.

. От действия растягивающего усилия болт согласно закону Гука деформируется (удлиняется) на величину , а деформация соеди­няемых деталей уменьшается на эту же величину. Таким образом только часть внешней силыF₁ нагружает болт

(величина ), а оставшаяся часть -разгружает стык соединяемых деталей. Коэффициент внешней нагрузкиучитывает долю уси­лияF₁, приложенного дополнительно к болту. Величина определяется из условия совместности деформаций болта и сое­диняемых деталей при действии усилияF₁.

откуда ,

где и- податливость болта и соединяемых деталей при действии единичной нагрузки.

Рис. 2.32. Болты под действием

усилия от внутреннего давления

Податливость детали в общем случае зависит от ее длины, площади поперечного сечения, ма­териала и определяется по правилам сопротивления материалов. Для простого резьбового соединения с болтами постоянного сечения имеем:

, ,

где -модули упругости материалов и площади сечения болта и соединяемых деталей,

- рабочая длина болта,

-суммарная толщина деталей.

Приближенно можно принять .

Площадь болта рассчитывают по внутреннему диаметру, а пло­щадь соединяемых деталей из соотношения: ,

где

d _o - диаметр отверстия под болт;

D - размер под гаечный ключ;

и - толщины соединяемых деталей.

Расчет податливости деталей на практик связан с большими трудностями, поэтому для приближенных расчетов в соединениях без мягких прокладок можно принять

При мягких, упругих прокладках значение возрастает. Увеличение нагрузки на болт будет равно, а суммарное усилие на болт определится из соотношения.

Ослабление нагрузки на стык равно , а суммарное усилие на стык от одного болта составит величину

Условие нераскрытия стыка заключается в том, чтобы . Условие нераскрытия стыка зависит от величины затяжки болта, а также от шероховатости соединяемых деталей и точности изго­товления резьбы, от наличия в стыке прокладок. Упругие прок­ладки лучше сохраняют затяжку. На практике следует принимать:

,

где - коэффициент затяжки резьбы, величина которого из условия герметичности при мягкой, упругой прокладке равно, апри металличес­кой плоской прокладке -,а.

По найденному значению определяется усилиеи затем находят необходимый диаметр болта по ранее приведенным форму­лам.

Контрольные вопросы

1. Что называют профилем резьбы, шагом, углами профиля и подъема резьбы ?

2. Какие виды метрических резьб существуют и каковы основные параметры?

3. Почему резьбы с крупным шагом имеют преимущественное применение ? В каких случаях используют резьбы с мелким шагом ?

4. Почему для болтов применяют метрическую резьбу, а для труб дюймовую ?

5. В чем состоит основное достоинство болтового соединения ?

6. В каких случаях находят применение шпильки , болты и винты ?

7. Какие способы стопорения применяют в резьбовых соединениях ?

8. Какие материалы используют при изготовлении резьбовых деталей ?

9. В чем заключается расчет болта, находящегося под действием осевой силы или осевой силы и крутящего момента ?

10. В чем заключается расчет болта, установленного в отверстие с зазором и нагруженного поперечной сдвигающей силой ?

11. Как определяют допускаемые напряжения для материала болтов ?