Теория - 2003 / 2 (20) глава

4

2. Разъёмные соединения деталей машин и аппаратов

2.1.Резьбовые соединения

Резьбой называют винтовую канавку произвольного профиля, нанесен­ную на цилиндрическую или коническую поверхность. Широкое применение резьбовых соединений определяется возможностью создания значительных осевых сил, простотой и малыми габаритами. Резьбы изготавливаются либо накаткой, либо нарезаются на токарно-винторезных станках.

В зависимости от числа заходов резьбовые соединения делятся на однозаходные и многозаходные. Число заходов - это количество винтовых канавок, образующих резьбу. Для метрических крепежных резьб стандартизирован треугольный профиль с углом при вершине α = 60°.

Резьба (рис.2.1) характеризуется наружным номинальным диаметром d; внутренним d₁, средним d₂, шагом S, числом заходов Z и углом подъема γ:

Рис. 2.1.

Для изготовления болтов без термообработки применяют стали обыкновенного качества ст.3, ст.4 и ст.5. При термообработке применяют углеродистые конструкционные стали марок 35, 40, 45 и др. Для напряженных соединений используют легированные стали 40Х; 40ХН; ЗООХГСА и др. Гайки изготавливают из тех же материалов, что и болты, или из материа­лов с несколько меньшей прочностью.

Условие самоторможения в винтовой паре, при которых статическая осевая нагрузка не вызывает самоотвинчивания, выражается неравенством:

, где - приведенный угол трения:

Здесь у - угол трения.

Для крепёжных резьб угол подъема γ =l,5 - 4, а у изменяется в зависимости от коэффициента трения от 6 до 16°. Таким образом, все крепежные резьбы самотормозящиеся.

Коэффициент полезного действия резьбовой пары без учета трения на торце гайки определяется выражением:

Основным критерием расчета на прочность резьбовых соединений считается прочность нарезанной части стержня на разрыв.

, откуда ,

где коэффициент 1,3 учитывает скручивание стержня болта моментом сил трения при затяжке. Необходимое усилие затяжки определяется в зависи­мости от внешней нагрузки *на соединение.

Болт нагружен внешними силами в плоскости стыка (рис. 2. 2.).

Рис. 2.2.

Здесь внешняя нагрузка уравновешивается силами трения в стыке при затяжке болта i F_тр>F, где i - число поверхностей трения;

i = (n-1), где n - число стягиваемых деталей.

Требуемое усилие затяжки: ,

где f - коэффициент трения, К - коэффициент запаса (К = 1,2 - 1,5 при статической нагрузке и К = 1,8 - 2 при переменной нагрузке).

Диаметр болта определяют из расчета на растяжение. Если болт пос­тавлен без зазора, затяжка не обязательна и диаметр стержня определя­ется из условия прочности на срез.

,

где i – число поверхностей среза, а d-диаметр стержня на посадке.

Соединение нагружено внешними отрывающими силами (рис. 2.3)

Рис. 2.3.

Задача распределения нагрузки между элементами такого соединения статически неопределима и решается с помощью уравнения совместности деформаций болта и детали. После приложения внешней нагрузки к затянутому соединению болт дополнительно растянется на некоторую величину , а деформация стянутых деталей соответственно уменьшится на ту же величину. Если обозначить х - коэф. внешней нагрузки, то дополнительная нагрузка на болт равна xF, а разгрузка стыка (1-xF): величина х определяется из условия совместности деформаций с учетом податливостей деталей. Для соединений без прокладки х=0,2 - О, 3; с жесткой прокладкой x=0.4-0.5.

Из условия сохранения плотности стыка , где К - коэф. затяжки, принимаемый при постоянной внешней нагрузке К=1,3 - 1.5. а при переменной К=1,3 - 3. Тогда расчетная нагрузка с учетом скручи­вания при затяжке будет:. По этой силе определяют внутренний диаметр резьбы d.

Резьбовое соединение крышка-цилиндр (рис.2.4):широко распространено в химической аппаратуре.

Рис. 2.4.

Для обеспечения ее герметичности предложена зависимость:

,

где Z число болтов;

F - полная растягивающая нагрузка на 1 болт;

φ- коэффициент возможного повышения давления;

D₁ и D₂ - наружный и внутренний диаметры уплотняющей прокладки;

P_пр - давление, на прокладку, необходимое для обеспечения герме­тичности соединения. P_пр = (2 + 2,5) P_пр - для мягких прокладок, P_пр =3,1Р_Р - для металлических прокладок.

После определения d₁ по таблице находят d. Для силовых соединений не допускаются болты диаметром меньше 12 мм, т.к. болты меньших разме­ров легко разрушаются при неконтролируемой затяжке.

Согласно стандарту для стальных болтов, винтов и шпилек установлено 12 классов прочности от 3,6 до 14,9. Первое число, умноженное на 100 указывает минимальное значение предела прочности (мПа)_; а произведение первого на второе и на 10 предел текучести (мПа). Например классу прочности 5,6 соответствует = 500 мПа.-и = 300 мПа.

Допускаемое напряжение на растяжение []_р определяют как

.

Значение коэффициента запаса n при неконтролируемой затяжке зависит от диаметра резьбы и приведены в справочниках. При контролируемой затяжке n не зависит от диаметра.