15. Резьбовые соединения. Общие сведения.

Резьбовые соединения – это разборные соединения образованные с помощью резьб крепеж. деталей или резьбы нанесен. на осн. деталях.

Резьба – это выступы, образованные на осн. поверхности детали, выполненные по винтовой линии.

Классификация:

1) По назначению:

- Крепежные предназначены для крепления деталей.

- Крепежно-уплотняющие предназначены для крепления детали и уплотнения стыка.

- Ходовые предназначены для перемещения детали.

2) По форме осн. поверхности:

- цилиндрические

- конические

3) По направлению:

- правые и левые

4) По числу заходов:

- однозаходные и многозаходные

5) По форме профиля резьбы:

- треугольные;- прямоугольные;- трапецеидальная симметрич, не симметрич.;- круглые

Треуг бывают метрические, трубные.

Геометрические параметры резьбы.

d - наружный диаметр, d₁ - внутренний диаметр, d₂ - средний диаметр, h - рабочая высота профиля, p - шаг /расстояние между одноименными сторонами соседних профилей/. По среднему диаметру ширина выступа равна ширине канавки - р/2.

Резьбовые соединения бывают 3х типов: болтовые /рис. 8а/; винтовые /рис. 8б/ и шпилечное /рис. 8в/.

Болтовые соединения применяют для скрепления деталей не очень большой толщины, например, фланцев. Винты, ввинчиваемые в одну из скрепляемых деталей, применяют в случаях достаточной прочности материала детали и достаточной ее толщины. Шпильки применяют в тех же случаях, что и винты, но когда материал детали не обеспечивает достаточной долговечности резьбы при частых разборках и сборках соединений. Хотя все крепежные резьбы выполняют самотормозящими, при работе резьбовых соединений с сотрясениями, толчками и ударами происходит ослабление резьбы и самоотвинчивание гаек.

Степени точности и классы прочности.

Б олт: d, e, f, g, h

Гайка: G, H, F, E Отклонения

Степень точности: болт: 6g

гайка: 6H

Класс прочности: 3,6; 4,6;…..14,9.

Предел текучести: σв : 3 х 100 = 300 МПа

σт : 3 х 6 х 10 = 180 МПа

Н апример: М10 - 6е х 25 . 56

Степень прочности; Отклонение; Длина болта; Класс прочности.

Стопорение.

Часто при сборке изделий при­нимаются, меры к стопорению резьбовых соединений. Вызвано это тем, что от толчков и сотрясений, которые неизбежны при работе любой машины, может произойти самоотвинчивание резьбовых соединений. Рассмотрим наиболее часто встречающиеся способы стопорения резьбо­вых соединенийСпособы стопорения делятся на 2 группы:

1 группа

1)Увеличение трения: 1.1. Установка контргайки; 1.2. Установка пружинной шайбы.

2) Фиксация резьб. деталей: 2.1.Стопорение с помощью шплинта; 2.2. Пластическая деформация; 2.3. Сварка.

2 группа: Гайка деталь

Взаимная фиксация гаек и болтов.

Стопорение деформируемыми шайбами широко при­меняют в технике. Обычно один ус шайбы отгибают по краю детали, а другой — по грани гайки. При­меняют и фигурные шайбы, которые наподобие вилки обхватывают грани гайки.

Теория винтовой пары.

Получим основыне силовые зависимости для винтовой пары, т.е. решим следующие задачи:

1. определим сопротивление завинчиванию гайки;

2. найдем соотношение между F_a и F_раб , где F_a – осевая

сила, реализуемая в винтовой паре; F_раб – сила, развиваемая рабочим и приложенная к ключу. Резьба – прямоугольная.

На рисунке 6.4 гайка изображена в виде односкосного клина, взаимодействующего с деталью ирезьбой винта. Тогда имеем

F_RT {F_NT , F_tT и F_RP {F_a, F_tp} ,

где F_RT и F_RP – реакция детали и резьбы винта на гайку; F_NT и F_tT; F_a и F_tp – составляющие этих реакций.

Плечо силы F_fT=F_tT равно

0,5d_m, [d_m=0.5(D+d_o),

где D и d_o – диаметр вписанной окружности с учетом фаски и диаметр отверстия в детали; d_m – средний диаметр, причем D0,95S, S – размер под ключ].

Из рисунка 6.4 видно, что окружная сила

F_tp =F_atg(+), (6.3)

где F_a – осевая сила;  – угол трения (=arctgf , f – коэффициент трения). Плечо силы F_tp равно 0,5d₂.

Прикладывая к ключу момент завинчивания

T_зав=F_рабL_кл=T_раб , (6.4)

преодолеваем сопротивление в резьбе, обусловленное уклоном и силами трения, и сил трения на торце гайки, т.е.

Т_зав=Т_р+Т_т ,

где Т_р, Т_т – моменты сил сопротивления в прямоугольной резьбе и на торце гайки

Т_р =0,5F_ad₂tg(+) ;

Т_т =0,5F_md₂f_T,

где f_T – коэффициент трения на торце гайки.

По аналогии для метрической резьбы

Т_зав=0,5F_ad₂[tg(+)+f_Td_m/d₂ ], (6.5)

где =arctgf – приведенный угол трения (f– приведенный коэффициент трения).

Распределение нагрузки по винтам резьбы.

При расчетах на прочность нагрузка распределяется по виткам равномерно. неравномерность учитывается путем введения поправочного коэффициента.

Расчет резьбы на прочность.

1) Расчет на срез:

Условия прочности резьбы по напряжениям среза τ = F/(∏d1HKKm)<[τ] для винта, τ = F/(∏dHKKm)<[τ] для гайки, где Η—высота гайки или глубина завинчивания винта в деталь; K=ab/p или К=се/р — коэффициент полноты резьбы; Кт — коэффициент неравномерности нагрузки по виткам резьбы. Для треугольной резьбы ЛТ^0,87, для прямоугольной К&0,5, для трапецеидальной ЛТ%0,65; #,,,¾ 0,6...0,7— большие значения при σΒΒ/σΒΓ>1,3, где σΒΒ — предел прочности материала винта, а σΒΓ —2-24 гайки. Это связано с тем, что увеличение относительной прочности материала винта позволяет в большей степени использовать пластические деформации в резьбе для выравнивания распределения нагрузки по виткам резьбы. Если материалы винта и гайки одинаковы, то по напряжениям среза рассчитывают только резьбу винта, так как άγ < d. 2)Условие износостойкости ходовой резьбы по напряжениям смятия σсм=F/(∏d2hz)<[σcм] где z=H/p—число рабочих витков (например, число витков гайки).

Расчет стержня винта на прочность (4 варианта).

1) Соединение не затянуто действует осевая сила.

3) Нагрузка действует в плоскости стыка

а) с зазором

Соединение считается работоспособным до тех пор пока дет. не сдвинутся относительно другого.

Fтр>F

Fзат*f*i≥F

Fзат≥F/f*i; Fзат=Kзат*F/f*i

σэ=1.3σ≤[σ]

б) Без зазора

т = F/(∏d^_o)/4

σсм= F/σ*d_o≤[σсм]

1)Нужно подставл. меньшее значение дельта σ

2) Допуск. знач. σсм допуск. по более слабому материалу (болта или детали).

КПД винтовой пары.

Р ассматривая гайку как ползун, находящийся на наклонной плоскости (рисунок 6.5), для случая затяжки соотношение между движущей силой F_∂ и полезной силой F_a , реализуемой в винтовой паре, получим в следующем виде:

F_∂ = F_a tg(+).

Так как

n=Wпол/Wзатр

где Wпол – работа силы

полезного сопротивления;

Wзатр – работа движущей силы, причем dh/dS = tg, то окончательно

<0,5

Для увеличения КПД нужно увеличить угол , а уменьшить p”.

Угол  увеличивает применение многозаходных резьб. для уменьшения резьбы смазывают, покрыв антифрикционным покрытием, шариковые резьбы.

Выигрыш в силе.

F=75

dF – осевая сила

Условие самоторможения.

Т отв>0 φ= 6…16˚ в стационарных условиях

φ> = 2˚30”…3˚30”

Под действием вибрации, трение и угол φ уменьшается и он станет меньше угла  и произойдет самоотвинчивание, во избежание этого нужно стопарить.

Эффект эксцентричного нагружения болта.