Типы резьб и области их применения

По назначению резьбы подразделяют на крепежные, крепежно-уплотняющие и резьбы ходовых механизмов.

Выбор профиля резьбы определяется многими факторами, важнейшими из них явля­ются прочность, технологичность и величина трения в резьбе (величина потерь).

Крепежная резьба должна обладать высокой прочностью и большим трением, предохраняющим крепежные детали от самоотвинчивания.

Ходовые резьбы должны быть с малым трением, чтобы повы­сить КПД и уменьшить износ.

Основными достоинствами резьбовых соединений, обусловившими их широкое применение в машиностроении, являются: высо­кая несущая способность и надежность; удобство сборки и разборки; относительно низкая стоимость.

Основные недостатки резьбовых соединений  значительное количество концентраторов напряжений на поверхностях резьбовых деталей.

Метрическая резьба (рис.1.2, а) является крепежной, имеет треуголь­ный профиль =60 и бывает с крупным и мелким шагом. Метриче­ские резьбы с мелким шагом по сравнению с резьбой с крупным шагом при одном и том же наружном диаметре обеспечи-

вают боль­шую прочность (глубина канавок меньше и поэтому внутренний диаметр резьбы больше) и надежность от самоотвинчивания (шаг резьбы, а следовательно, и угол подъема резьбы меньшие). Поэтому метрические резьбы с мелкими шагами применяют при изготовлении тонкостенных резьбовых деталей и в ответственных соединениях, подверженных воздей­ствию динамических нагрузок.

Дюймовая резьба (рис.1.2, б), так же как и метрическая, является крепежной, но имеет =55^о. Дюймовая резьба отличается от метрической резьбы тем, что ее параметры измеряются в дюймах.

Трубная резьба представляет собой мелкую дюймовую крепежно-уплотняющую резьбу и бывает цилиндрической (рис.1.2, в) и кониче­ской (рис.1.2, г, д). Эти резьбы применяются для создания герметичных, без специальных уплотнений, соединений.

Трапецеидальная резьба (рис.1.2, е) является основной резьбой для передач винтгайка. Она проста в изготовлении, имеет малые потери на трение.

Упорная резьба (рис.1.2, ж) имеет несимметричный трапецеидальный профиль витков. Применяется в винтовых механизмах, воспринимающих одностороннюю осевую нагрузку.

Круглая резьба (рис.1.2, з) применяется для витков, несущих большие динамические нагрузки, работающих в загрязненной среде с частым отвинчиванием и завинчиванием (вагонные сцепки, пожарная арматура), а также в тонкостенных изделиях (на цоколях и патронах электроламп, в противогазах и т.п.).

Прямоугольная резьба применяется сравнительно редко из-за невозможности использования высокопроизводительных методов обработки (фрезерование, шлифование и т.п.).

Все резьбы, за исключением прямоугольной, стандартизированы.

Расчетные зависимости винтовой пары.

Две детали, сопрягаемые резьбой, называют винтовой парой. Для завинчивания гайки резьбового соединения со стороны ключа на гайку необходимо приложить крутящий момент Т_к, а к стержню болта  реактивный момент Т_Q, который удерживает стержень от вращения. В результате затяжки болт нагружается осевым усилием F_зат. Зависимость между Т_к и F_зат можно получить из уравнения работ

А_к =А_т+А_f+A_F+A_Q, (1.1)

где А_к ,А_Q  работы моментов, приложенных, соответственно, к ключу и болту, А_т, А_f, А_Р - работы сил трения на опорном торце гайки, в резьбе и силы F_зат при осевом перемещении гайки, соответственно.

Так как стержень болта не вращается, то, А_Q =0.

Для одного оборота гайки можно записать:

А_к=Т_к2;

А_т=Т_т, (1.2)

где Т_т – момент сил трения на опорном торце гайки;

(1.3)

где f_т  коэффициент трения на торце гайки; D_ср= (D₁+ d₀)/2 - средний диаметр опорной поверхности гайки; D₁ – наружный диаметр опорного торца гайки; d₀ – диаметр отверстия под болт.

Сумму работ (А_f+ А_р) за один оборот гайки можно определить, если представить движение гайки по резьбе как движение груза под действием силы F_зат по наклонной плоскости с углом наклона, равным углу подъема резьбы  (см. рис.1.1,б). Из курса ТММ известно, что работа, затраченная на подъем груза по наклонной плоскости с учетом трения, равна работе подъема того же груза по некоторой фиктивной наклонной плоскости без учета сил трения.

При этом угол подъема фиктивной плоскости больше угла подъема действительной на угол трения

ρ^' =arctg f^'_р, (1.4)

где f ^‘_р – приведенный коэффициент трения в резьбе.

Таким образом,

(1.5)

Подставив выражение (1.2), (1.3), (1.5) в (1.1), после сокращения на 2π найдём зависимость между Т_к и F_зат

(1.6)

Здесь первый член правой части есть момент сил трения на торце гайки Т_т (1.3), а второй член является моментом сил в резьбе Т_fp

(1.7)

Определив выражение для крутящего момента Т_к на ключе, найдём КПД винтовой пары . КПД определится как отношение работы, затраченной на завинчивание гайки без учёта трения, к той же работе с учётом трения. Или же по отношению Т^'_к/Т_к , где Т_к определяется по формуле (1.6), а Т^'_к по той же формуле, но при f_т=0 и ρ'=0.

(1.8)

Учитывая потери только в резьбе (Т_т=0), найдем КПД собственно винтовой пары

(1.9)

Анализ (1.9) показывает, что η_вп возрастает с увеличением β и с уменьшением ρ^’. График η_вп в зависимости от β при ρ^’=6^о изображен на рис.1.3. Максимальное значение  будет при β=45^о-ρ^’/2.

Рис.1.3

Для увеличения угла подъема резьбы β в винтовых механизмах применяют многозаходные винты. Однако резьбы с β>25^о используют редко, так как дальнейший прирост КПД незначителен, а изготовление резьбы затруднено.

Для повышения КПД винтовых механизмов используют антифрикционные материалы, проводят тщательную обработку и смазку трущихся поверхностей, устанавливают подшипники под гайки, применяют шариковые винтовые пары и т.п.