5.3.5. Резьбовые соединения. Расчет крепежных резьбовых соединений, применяемых в узлах артиллерийского вооружения.

Общие сведения

Резьбовыми (рис. 5.16) называют соединения деталей с помощью крепежных деталей и резьбой, выполненной на соединяемых деталях. Основным элементом этих соединений является резьба. Резьба представляет собой винтовую канавку определенного профиля на поверхности детали. Резьба может изготовляться на цилиндрической или конической (цилиндрическая или коническая резьба), наружной или внутренней поверхностях (наружная и внутренняя резьба).

По назначению резьбы могут быть: крепежные, крепежно-уплотняющие и ходовые.

По направлению винтовой линии – правые и левые.

По числу заходов: однозаходные, применяемые в крепежных деталях; многозаходные, применяемые в ходовых винтах.

По профилю резьбы:

метрическая – с крупным и мелким шагом треугольного профиля (α = 60⁰) основная крепежная резьба;

дюймовая (1 дюйм = 25,4 мм) треугольная (α = 55⁰) – крепежная;

трапецеидальная, имеющая профиль симметричной трапеции с углом α = 30⁰, характеризуется небольшими потерями на трение и прочностью – является основной ходовой резьбой для передачи движения в винтовых механизмах;

упорная – имеет профиль несимметричной трапеции с углом наклона нерабочей стороны профиля 30⁰. а рабочей – 3⁰, применяется как ходовая для передачи движения при больших односторонних осевых нагрузках (винтовые прессы, домкраты и т.п.);

прямоугольная – характеризуется высоким КПД, но пониженной прочностью, имеет ограниченное применение;

трубная – цилиндрическая и коническая, представляющая мелкую дюймовую резьбу (α = 55⁰) с закругленными выступами и впадинами, применяется как крепежно-уплотняющая;

круглая – применяется в соединениях при больших динамических нагрузках (вагонные сцепки), в тонкостенных изделиях для обеспечения герметичности или хорошего контакта (противогазы, цоколи ламп и т.п.).

Рис. 5.16

Резьбы могут быть самотормозящие и несамотормозящие. Если γ < ρ (ρ – угол трения), то резьба самотормозящая. Крепежные резьбы являются самотормозящими (γ = 2…4⁰, ρ = 6…16⁰). Ходовые резьбы выполняют как самотормозящими (домкрат), так и несамотормозящими (прессы, грузоподъемные механизмы с тормозами и т.п.).

Основными крепежными деталями резьбовых соединений являются (рис. 5.16): болты, винты, шпильки, гайки и шайбы, параметры которых стандартизованы. С их помощью образуют разъемные соединения болтами, винтами и шпильками. Выбор типа соединения зависит от прочности материала соединяемых деталей, частоты сборки и разборки, особенностей конструкции и технологии изготовления соединяемых деталей. Болтовые соединения применяют для деталей сравнительно малой толщины, а также при многократной разборке и сборке. Если болтовое соединение неприменимо, а в детали можно сделать резьбовое отверстие, то применяют винты. При большой толщине соединяемых деталей применяют шпильки, которые одним концом ввинчиваются в деталь, а на другой конец навинчивается гайка. От самоотвинчивания, особенно при ударных и вибрационных нагрузках применяют контргайки, пружинные и специальные гайки, шпильки, кернение и т.п. Выбор материалов для крепежных деталей зависит от условий работы соединения (температуры, среды, характера нагружения) и от требований по надежности. Крепежные детали изготавливают из углеродистых сталей типа Ст3, 20, 30, 35, 45. Для ответственных и тяжело нагруженных соединений применяют легированные стали 40Г, 40Х. 30ХГСА и титановые сплавы.

Достоинства резьбовых соединений: надежность; возможность передачи больших осевых нагрузок; пустота преобразования вращательного движения в поступательное; возможность образования самотормозящих, легко разбираемых и собираемых, взаимозаменяемых соединений.

Недостатки: низкий коэффициент полезного действия (для самотормозящих резьб η = 0,5); неравномерность нагружения сопряженных витков; значительная концентрация напряжений.

Резьбовые соединения являются распространенным видом разъемных соединений. Резьбу имеют свыше 60% деталей, применяемых в механических конструкциях, в том числе конструкциях артиллерийской техники.

Основными геометрическими параметрами резьбы являются (рис.4.9): d – наружный диаметр; d₁ – внутренний диаметр, являющийся расчетным; d₂ – средний диаметр; h – рабочая высота профиля; р – шаг; n – число заходов; Р_h – ход, т.е. поступательное перемещение гайки или винта за один оборот (для однозаходной резьбы Р_h = Р, для многозаходной Р_h = nР; α – угол профиля; γ – угол подъема винтовой линии

γ = .

Рис. 5.17

Резьбовые соединения работают, как правило, затянутыми. Их затягивают при сборке гаечным ключом. Усилие F_кл, прикладываемое к рукоятке ключа, создает момент затяжки Т_ЗАТ, равный вращающему моменту на ключе Т_КЛ: Т_ЗАТ = Т_кл = F_клL_кл,

где L_кл – длина ключа.

Момент затяжки расходуется на преодоление трения торца гаки о неподвижную поверхность деталей и сопротивления в резьбе.

Для стандартных метрических резьб при стандартной длине ключа L_кл = 15d и коэффициенте трения f = 0,15 сила затяжки F_зат = (60…100) F_кл, где F_кл = Т_кл/L_кл.

Сила затяжки, растягивая стержень и сжимая соединяемые детали, создает большое давление на стыках и в резьбе, исключая взаимное смещение деталей.

Если на сопрягаемые резьбой детали (болт и гайку и др.) действует осевая сила (рис. 5.18), то витки резьбы каждой детали работают в основном на срез и смятие. Проверочные расчеты резьбы на прочность для стандартных крепежных деталей не проводятся. Проверочные расчеты витков резьбы на срез и смятие выполняют для деталей передачи "винт-гайка" и нестандартных деталей, особенно мелкую резьбу.

Расчет крепежных резьбовых соединений,

применяемых в узлах артиллерийского вооружения

При транспортировке и эксплуатации артиллерийского вооружения внешние нагрузки, действующие на крепежные резьбовые соединения, могут быть осевыми (вдоль оси стержня), поперечными и комбинированными.

Стержень крепежных деталей испытывает растяжение и кручение. Выход из строя происходит вследствие разрушения резьбы (срез, смятие, износ), разрыв стержня по резьбе или у головки. При недостаточной силе затяжки или чрезмерно большой внешней нагрузке происходит потеря плотности стыков деталей.

Таким образом, прочность и плотность являются основными критериями работоспособности резьбовых соединений.

Возможны следующие случаи нагружения болта (винта, шпильки): осевой силой без предварительной затяжки болта; силой предварительной затяжки без дополнительной внешней осевой силы и при наличии ее; поперечной силой при установке в отверстие соединяемых деталей с зазором и без зазора.

Случай 1. Болт установлен в отверстие соединяемых деталей с зазором без предварительной затяжки и нагружен осевой силой , (рис. 5.18). Незатянутые (ненапряженные) болты обычно находятся под действием сил тяжести и применяются в виде крюков в кранах, для переноски грузов (рым-болты, грузовые скобы) и т.д. Стержень болта работает только на растяжение.

Условие прочности болта

σ_р = F/A_p = 4F/(πd²₁) ≤ [σ_p] . (5.31)

проектировочный расчет сводится к определению внутреннего диаметра d₁ резьбы из условия прочности

d₁ = . (5.32)

По d₁, пользуясь таблицами ГОСТа, находят наружный диаметр болта (винта) и остальные параметры резьбы.

Рис. 5.18

Случай 2. Болт установлен в отверстие соединяемых деталей с зазором с затяжкой при отсутствии внешней осевой силы и при наличии ее (рис. 5.19).

Рис. 5.19

Применение болтов с затяжкой при отсутствии действия внешней осевой силы типично для соединений, обеспечивающих герметичность и прочность (крепление крышек люков, корпусов, емкостей и т.д.). От затяжки силой _{зат стержень болта испытывает растяжение и кручение. При этом в опасном сечении возникает осевая сила, равная зат, и крутящий момент, равный моменту Тр в резьбе. Расчет на прочность выполняют по эквивалентному напряжению} σ_экв.

Для стандартных метрических резьб σ_экв = 1,3 σ_р, т.е. болт, работающий одновременно на растяжение и кручение. Можно рассчитывать только на растяжение по расчетной силе, увеличенной по сравнению с _зат в 1,3 раза.

С учетом этого, условие прочности принимает вид

σ_экв = 4·1,3F_зат/(πd₁²) ≤ [σ_р]. (5.33)

Из (5.33) внутренний диаметр резьбы

d₁ = . (5.34)

Наиболее распространенными являются соединения деталей с затяжкой болтов и дополнительным нагружением внешней осевой силой (фланцевые соединения труб; крепление крышек накатников, тормозов отката. Резервуаров под давлением, крышек подшипниковых узлов механизмов наведения арторудий и т.п.).

При действии внешней осевой силы только часть ее, примерно 20…30%, идет на увеличение нагрузки на болт. В этом случае расчетная сила F_p = F_зат + (0,2…0,3)F. Сила затяжки F_зат = к_зат F, к_зат – коэффициент затяжки например, к_зат = 1,3…2,5 – для соединений без прокладок).

Условие прочности

σ_р = 4 ·1,3F_p/(πd₁² ≤ [ σ_р]. (5.35)

Случай 3. Болт установлен в отверстие соединяемых деталей с зазором 9рис.4.12) или без зазора (рис.4.13) и нагружен поперечной силой _п . Условием надежности соединения является отсутствие взаимного сдвига деталей. При постановке болта с зазором он затягивается с такой силой _зат , чтобы возникшая сила трения _тр на поверхности стыка деталей была не меньше поперечной силы _п , т.е.

F_п ≤ R_тр или F_п ≤ fF_зат.

Сила затяжки одного болта

F_зат ≥ к F_п/(ίzf), (5.36)

где к – коэффициент запаса от сдвига (к = 1.3…1,5 при постоянной нагрузке; к = 1,8…2,0 – при переменной нагрузке); ί – число плоскостей относительного сдвига; z – число болтов; f ≈ 0,15…0,20 – коэффициент трения.

Рис. 5.20 Рис. 5.21

Расчет на прочность ведется по формулам (4.11 и 4.12). при постановке болта без зазора затяжка не обязательная, стержень болта рассчитывается на срез и смятие аналогично заклепке.

Условие прочности по напряжениям среза

τ_С = 4 F_п/(πd_c²ί) ≤ [τ_C], (5.37)

где d_С – диаметр стержня в опасном сечении.

Условие прочности по напряжениям смятия

σ_См = F_п/ (d_cδ) ≤ [ σ_см], (5.38)

где δ – наименьшая толщина соединяемых деталей.

При проектировочном расчете из условия прочности на срез определяется диаметр d_c стержня или число z болтов.

Допускаемое напряжение на растяжение для всех случаев

[σ_р] = σ_т/S,

где σ_т – предел текучести материала; S – коэффициент запаса прочности, который выбирается по рекомендациям с учетом диаметра болта, характера нагрузок, контроля затяжки (ориентировочно S = 1,5…3,0); [τ_C] = 0,4σ_т – при постоянной нагрузке; [τ_C] = (0,2…0,3) σ_т – при переменной нагрузке; [σ_CМ] = 0,8 σ_т.

Для резьбовых соединений несколькими болтами определяется расчетная нагрузка наиболее нагруженного болта и дальнейший расчет производится по формулам одного из рассмотренных случаев.

Пример 5.1. (Рис. 5.4). Рассчитать сварное соединение встык двух полос откидной станины артиллерийского орудия толщиной δ = 8 мм, на которое действует статическая растягивающая сила F = 200 кН. Материал полос – сталь Ст.2 (σ_Т = 200 МПа). Сварка автоматическая.