Реферат: Резьбовое соединение

РАЗЪЕМНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ ДЕТАЛЕЙ

Разъемными называют соединения, разборка которых проис­ходит без нарушения

целостности составных частей изделия. Разъем­ные соединения могут быть как

подвижными, так и неподвижными. Наиболее распространенными в машиностроении

видами разъемных со­единений являются: резьбовые, шпоночные, шлицевые,

клиновые, штифтовые и профильные.

Общие сведения о резьбовых соединениях

Резьбовым называют соединение составных частей изделия с применением детали,

имеющей резьбу.

Резьба представляет собой чередующиеся выступы и впадины на поверхности тела

вращения, расположенные по винтовой линии. Основ­ные определения, относящиеся

к резьбам общего назначения, стандар­тизованы.

Резьбовые соединения являются самым распространенным видом соединений вообще

и разъемных в частности. В современных машинах детали, имеющие резьбу,

составляют свыше 60 % от общего количества деталей. Широкое применение

резьбовых соединений в машинострое­нии объясняется их достоинствами:

универсальностью, высокой надежностью, малыми габаритами и весом крепежных

резьбовых дета­лей, способностью создавать и воспринимать большие осевые

силы, тех­нологичностью и возможностью точного изготовления.

Недостатки резьбовых деталей: значительная концентрация на­пряжений в местах

резкого изменения поперечного сечения и низкий КПД подвижных резьбовых

соединений.

Резьбы изготовляют либо пластической деформацией (накатка на резьбонакатных

станках, выдавливание на тонкостенных металличес­ких изделиях), либо резанием

(на токарно-винторезных, резьбонарез­ных, резьбофрезерных, резьбошлифовальных

станках или вручную мет­чиками и плашками); на деталях из стекла, пластмассы,

металлокера­мики, иногда на деталях из чугуна резьбу изготовляют отливкой или

прессованием. Следует отметить, что накатывание резьбы круглыми или плоскими

плашками на резьбонакатных станках — са­мый высокопроизводительный метод, с

помощью которого изготовля­ется большинство стандартных крепежных деталей с

наружной резь­бой, причем накатанная резьба прочнее нарезанной, так как в

первом случае не происходит перерезание волокон металла заготовки, а

повер­хность резьбы наклепывается.

Диаметры стержней под накатывание и нарезание резьб, диаметры отверстий под

нарезание резьб, а также выход резьбы (сбеги, недорезы, проточки и фаски)

стандартизованы. Кроме того, стандартизованы мет­ки (в виде прорезей) на

деталях с левой резьбой.

Основные геометрические параметры резьбы: наружный диаметр d, D

(по стандартам диаметры наружной резьбы обозначают строчными, а диаметры

внутренней резьбы — прописными буквами); внутренний диаметр d1

, D1, средний диаметр d2, D2

— диаметр вообра­жаемого цилиндра, на поверхности которого толщина витка равна

ши­рине впадины; угол профиля

, шаг резъбы р — расстояние между сосед­ними одноименными боковыми

сторонами профиля в направлении, па­раллельном оси резьбы; число заходов n

(заходность резьбы легко опре­деляется на торце винта по числу сбегающих

витков); ход резьбы

— величина относительного осевого перемещения гайки или вин­та за один оборот (в

целях унификации обозначений шаг резьбы, как и шаг зубьев зубчатых колес, будем

обозначать строчной буквой р, а не прописной, как по стандартам на

резьбы).

К основным параметрам относится угол подъема резьбы

— угол, образованный касательной к винтовой линии резьбы в точках, лежа­щих на

среднем диаметре, и плоскостью, перпендикулярной оси резь­бы. Угол подъема

резьбы определяется зави­симостью

Диаметр, условно характеризующий размер резьбы, называется номинальным;

для большинства резьб в качестве номинального диаметра резьбы принимается

наружный диаметр.

Классификация резьб. Классифицировать резьбы можно по мно­гим признакам:

по форме профиля (треугольная, трапецеидальная, упор­ная, прямоугольная,

круглая и др.); по форме поверхности (цилиндри­ческая, коническая);

по расположению (наружная, внутренняя); по чис­лу заходов

(однозаходная, многозаходная); по направлению заходов (пра­вая, левая);

по величине шага (с крупным, с мелким); по эксплуатацион­ному назначению

(крепежная, крепежно-уплотнительная, ходовая, спе­циальная).

Крепежные резьбы (метрическая, дюймовая) предназначены для скреп­ления

деталей; крепежно-уплотнительные (трубные, конические) приме­няют в

соединениях, требующих не только прочности, но и герметичнос­ти; ходовые

резьбы (трапецеидальная, упорная, прямоугольная) служат для передачи

движения и применяются в передачах винт—гайка, кото­рые будут рассматриваться

позже; специальные резьбы (круглая, оку­лярная, часовая и др.) имеют

специальное назначение. Большинство при­меняемых в нашей стране резьб

стандартизовано.

Мы будем в основном рассматривать конструкцию и расчет деталей и соединений с

крепежной резьбой, имеющей в маши­ностроении наиболее широкое применение, а

также ознакомимся со стандартами на ходовые резьбы.

Метрическая резьба. Форма и размеры профиля этой резь­бы, диаметры и

шаги, основные размеры регламентированы стандарта­ми. Кроме того,

стандартизованы резьба метрическая для приборострое­ния, резьба

метрическая коническая, резьба метрическая на деталях из пластмасс

(не указанные номера стандартов и срок их действия легко установить по

«Указателю стандартов», переиздаваемому ежегодно).

Метрическая резьба имеет исходный профиль в виде равностороннего треугольника с

высотой H, вершины профиля среза­ны, как показано на рисунке, а впадины

притуплены, что необходимо для уменьшения концентрации напряжений и по

технологическим со­ображениям (для увеличения стойкости резьбонарезного и

резьбонакатного инструмента). Форма впадины резьбы болта может быть

зак­ругленной или плоскосрезанной. В резьбе предусмотрен радиальный зазор,

который делает ее негерметичной.

По стандарту метрические резьбы делятся на резьбы с крупным и мелким

шагом. При одном и том же номинальном диаметре метричес­кая резьба может иметь

один крупный и пять мелких шагов, например, при номинальном диаметре 20 мм

метрическая резьба имеет крупный шаг, равный 2,5 мм, и пять мелких шагов,

равных 2; 1,5; 1; 0,75; 0,5 мм. Резьбы с мелким шагом имеют меньшую высоту

профиля и меньше ос­лабляют сечение детали; кроме того, эти резьбы имеют

меньшие углы подъема резьбы и обладают повышенным самоторможением. Поэтому

резьбы с мелким шагом применяют для соединения мелких тонкостен­ных деталей и

при действии динамических нагрузок.

В машиностроении основное применение находит метрическая резь­ба с крупным шагом

как более прочная и менее чувствительная к ошибкам изготовления и износу.

Крепежные резьбовые детали имеют обычно правую однозаходную резьбу;

левая резьба при­меняется редко.

Допуски и посадки метрических резьб стандартизованы. Согласно дей­ствующим

стандартам, точность метри­ческих резьб обозначают полем допус­ка среднего,

наружного (для болта) или внутреннего (для гайки) диаметра; в обозначении

допуска цифра указывает степень точности, а буква — основное отклонение. Поля

допусков установле­ны в трех классах точности: точном (для прецизионных резьб),

сред­нем (для общего применения), грубом (при технологической невоз­можности

получения большей точности). Для среднего класса поля­ми допусков

предпочтительного применения являются: 6H (для гаек) и 6g (для

болтов), что обеспечивает посадку 6H/6g с зазором. Кроме посадок

с зазором стандартами предусмотрены посадки переходные и с натягом.

Дюймовая резьба. Эта крепежная резьба имеет тре­угольный профиль с углом

= 55°, номинальный диаметр ее задается в дюймах (1" = 25,4 мм), а шаг — числом

витков, приходящихся на один дюйм длины резьбы. Дюймовая резьба подобна

применяемой в Англии, США и некоторых других странах резьбе Витворта; она

используется у нас лишь при ремонте импортных машин. Применение дюймовой

кре­пежной резьбы в новых конструкциях запрещено, а стандарт на нее

лик­видирован без замены.

Из дюймовых резьб в нашей стране стандартизованы и нахо­дят применение:

трубная цилиндрическая, трубная коническая (обе с углом профиля 55°)

и коническая дюймовая с углом профи­ля 60°. Эти резьбы применяют в

трубопроводах, они являются крепежно-уплотнительными.

Трансцеидальная резьба. Профиль этой резьбы представляет собой равнобокую

трапецию с углом между боковыми сторонами

= 30°. Профили, основные размеры и допуски трапецеи­дальных резьб

стандартизованы, причем предусмотрены резьбы с мел­ким, средним и крупным

шагами.

Упорная резьба. Профиль этой резьбы представля­ет собой неравнобокую

трапецию с углами наклона боковых сторон к прямой, перпендикулярной оси резьбы,

равными 3 и 30°. Основные размеры и допуски упорной резьбы для диаметров от 10

до 600 мм рег­ламентированы ГОСТом. Стандартизована также резьба упорная

уси­ленная для диаметров от 80 до 2000 мм, у которой одна сторона профи­ля

наклонена под углом 45°.

Трапецеидальная и упорная резьбы являются ходовыми и применя­ются в передачах

винт—гайка. Так, например, трапецеидальная резьба применяется для ходовых

винтов токарно-винторезных станков, где возникают реверсивные нагрузки;

упорная резьба применяется при односторонних нагрузках, например для грузовых

винтов домкратов и прессов, причем усилие воспринимается стороной, имеющей

угол на­клона 3°.

Трапецеидальную и упорную резьбы можно нарезать на резьбофре-зерных, токарно-

винторезных станках (последний способ значительно менее производителен), а

окончательную обработку производить на рсзьбошлифовальных станках.

Прямоугольная резьба. Эта резьба не стандарти­зована и имеет ограниченное

применение в неответственных передачах винт — гайка. В дальнейшем будет

показано, что эта резьба из всех име­ет наибольший КПД, но ее нельзя

фрезеро­вать и шлифовать, так как угол профиля

= 0; прочность прямоугольной резьбы ниже, чем у других резьб.

Расчет крепежных резьбовых соединении

Основным критерием работоспособности крепежных резьбовых со­единений является

прочность. Стандартные крепежные детали сконст­руированы равнопрочными по

следующим параметрам: по напряжениям среза и смятия в резьбе, напряжениям

растяжения в нарезанной ча­сти стержня и месте перехода стержня в головку.

Поэтому для стан­дартных крепежных деталей в качестве главного критерия

работоспо­собности принята прочность стержня на растяжение, и по ней ведут

расчет болтов, винтов и шпилек. Расчет резьбы на прочность выполня­ют в

качестве проверочного лишь для нестандартных деталей.

Расчет резьбы. Как показали исследования, проведенные Н.Е.Жуковским, силы

взаимодействия между витками винта и гайки распре­делены в значительной степени

неравномерно, однако действительный характер распределения нагрузки по виткам

зависит от многих факто­ров, трудно поддающихся учету (неточности изготовления,

степени износа резьбы, материала и конструкции гайки и болта и т.д.). Поэтому

при расчете резьбы условно считают, что все витки нагружены одина­ково, а

неточность в расчете компенсируют значением допускаемого напряжения.

Условие прочности резьбы на срез имеет вид

где Q — осевая сила; Аср — площадь среза витков нарезки; для винта

,для гайки . Здесь

— высота гай­ки; —

коэффициент, учитывающий ширину основания витков резьбы: для метрической резьбы

для винта , для

гайки ; для

тра­пецеидальной и упорной резьб

; для прямоу­гольной резьбы k = 0,5. Если винт и гайка из одного

мате­риала, то на срез проверяют только винт, так как

.

Условие прочности резьбы на смятие имеет вид

где Асм — условная площадь смятия (проекция площади контакта

резь­бы винта и гайки на плоскость, перпендикулярную оси):

, где — длина

од­ного витка по среднему диаметру; h — рабочая вы­сота профиля резьбы;

— число витков резь­бы в гайке высотой

; р — шаг резьбы (по стан­дарту рабочая высота профиля резьбы

обозна­чена ).

Расчет незатянутых болтов. Характерный при­мер незатянутого резьбового

соединения — креп­ление крюка грузоподъемного механизма.

Под действием силы тяжести груза Q стержень крюка работает на

растяжение, а опасным будет сечение, ослабленное нарезкой. Статическая

проч­ность стержня с резьбой (которая испытывает объемное напряженное

состояние) приблизитель­но на 10 % выше, чем гладкого стержня без резьбы.

Поэтому расчет стержня с резьбой условно ведут по расчетному диаметру

, где р — шаг резьбы с номинальным диаметром d (приближенно

можно считать ).

Условие прочности нарезанной ча­сти стержня на растяжение имеет вид

,

где расчетная площадь . Расчет­ный диаметр резьбы .

По найденному значению расчетного диаметра подбирается стандар­тная крепежная

резьба.

Расчет затянутых болтов. Пример затянутого болтового соедине­ния —

крепление крышки люка с прокладкой, где для обеспечения гер­метичности

необходимо создать силу затяжки Q. При этом стержень болта

растягивается силой Q и скручивается моментом Мр в

резьбе.

Напряжение растяжения

, максимальное напряжение кручения

, где — момент

сопротивления кручению сечения болта;

. Подставив в эти формулы сред­ние значения угла подъема

резьбы, приведенного угла трения

' для метрической крепежной резьбы и применяя энергетическую теорию прочности,

получим

.

Отсюда, согласно условию прочности , запишем

,

где , а - допускаемое напряжение при растяжении.

Таким образом, болт, работающий на растяжение и кручение, мож­но условно

рассчитывать только на растяжение по осевой силе, увели­ченной в 1,3 раза.

Тогда

.

Здесь уместно отметить, что надежность затянутого болтового соеди­нения в

значительной степени зависит от качества монтажа, т. е. от кон­троля затяжки

при заводской сборке, эксплуатации и ремонте. Затяжку контролируют либо путем

измерения деформации болтов или специаль­ных упругих шайб, либо с помощью

динамометрических ключей.

Расчет затянутого болтового соединения, нагруженного внешней осевой силой.

Примером такого соединения может служить крепление

2 болтами крышки работающего под внут­ренним давлением резервуара. Для такого

соединения необходимо обес­печить отсутствие зазора между крышкой и резервуаром

при приложении нагрузки R2, иначе говоря, обеспечить

нераскрытие стыка. Введем следующие обозначения: Q — сила

первоначальной затяжки болто­вого соединения; R — внешняя сила,

при­ходящаяся на один болт; F— суммарная на­грузка на один болт (после

приложения внешней силы R).

Очевидно, что при осуществлении первоначальной затяжки болто­вого соединения

силой Q болт будет растянут, а соединяемые детали сжаты. После

приложения внешней осевой силы R болт получит допол­нительное

удлинение, в результате чего затяжка соединения несколько уменьшится. Поэтому

суммарная нагрузка на болт F < Q + R, а задача ее определения

методами статики не решается.

Для удобства расчетов условились считать, что часть внешней на­грузки R

воспринимается болтом, остальная часть — соединяемыми деталями, а сила затяжки

остается первоначальной, тогда F = Q + kR, где k — коэффициент

внешней нагрузки, показывающий, какая часть внешней нагрузки воспринимается

болтом.

Так как до раскрытия стыка деформации болта и соединяемых дета­лей под действием

силы R равны, то можно записать:

;

,

— соответственно податливость (т.е. деформация под действием силы в 1 Н) болта и

соединяемых деталей. Из последнего равенства получим

.

Отсюда видно, что с увеличением податливости соединяемых дета­лей при постоянной

податливости болта коэффициент внешней нагруз­ки будет увеличиваться. Поэтому

при соединении металлических дета­лей без прокладок принимают k =

0,2... 0,3, а с упругими прокладка­ми – k = 0,4... 0,5.

Очевидно, что раскрытие стыка произойдет, когда часть внешней силы, воспринятой

соединяемыми деталями, окажется равной перво­начальной силе затяжки, т. е. при

(1 - k)R = Q. Нераскрытие стыка бу­дет гарантировано, если

Q = K(1 - k)R,

где К — коэффициент затяжки; при постоянной нагрузке К = 1,25... 2, при

переменной нагрузке К = 1,5... 4.

Ранее мы установили, что расчет затянутых болтов ведется по увеличенной в 1,3

раза силе затяжки Q. Поэтому в рассматриваемом слу­чае расчетная сила

,

а расчетный диаметр болта

.

Расчет болтовых соединений, нагруженных поперечной силой. Возможны два

принципиально отличных друг от друга варианта таких соединений.

В первом варианте болт ставится с зазором и работает на растяжение. Затяжка

болтового соединения силой Q создает силу тре­ния, полностью

уравновешивающую внешнюю силу F, приходящуюся на один болт, т.е.

, где i — число плоскостей трения;

— коэффициент сцеп­ления. Для гарантии минимальную силу за­тяжки, вычисленную

из последней формулы, увеличивают, умножая ее на коэффициент за­паса сцепления

К = 1,3... 1,5, тогда

.

Расчетная сила для болта Qрасч = 1,3 Q, а расчетный диаметр болта

.

В рассмотренном варианте соединения сила затяжки до пяти раз может

превосходить внешнюю силу и поэтому диаметры болтов по­лучаются большими. Во

избежание этого не­редко такие соединения разгружают установ­кой шпонок,

штифтов и т. п.

Во втором варианте болт повышенной точности ставят в развернутые отверстия

соединяемых деталей без зазора, и он работа­ет на срез и смятие. Условия

прочности такого болта имеют вид

,

где i — число плоскостей среза;

— ус­ловная площадь смятия, причем если

, то в расчет (при оди­наковом материале деталей) принимается меньшая величина.

Обычно из условия прочности на срез определяют диаметр стержня болта, а за­тем

проводят проверочный расчет на смятие.

Во втором варианте конструкции болтового соединения, нагружен­ного поперечной

силой, диаметр стержня болта получается в два-три раза меньше, чем в первом

варианте (без разгрузочных деталей).

Допускаемые напряжения. Обычно болты, винты и шпильки изго­товляют из

пластичных материалов, поэтому допускаемые напряжения при статической нагрузке

определяют в зависимости от предела теку­чести материала, а именно:

при расчете на растяжение

;

при расчете на срез

;

при расчете на смятие

.

Значения допускаемого коэффициента запаса прочности [s] зависят от характера

нагрузки (статическая или динамическая), качества мон­тажа соединения

(контролируемая или неконтролируемая затяжка), материала крепежных деталей

(углеродистая или легированная сталь) и их номинальных диаметров.

Ориентировочно при статической нагрузке крепежных деталей из углеродистых

сталей: для незатянутых соединений [s] = 1,5... 2 (в об­щем машиностроении),

[s] = 3...4 (для грузоподъемного оборудова­ния); для затянутых соединений [s]

= 1,3... 2 (при контролируемой за­тяжке), [s] = 2,5... 3 (при

неконтролируемой затяжке крепежных дета­лей диаметром более 16 мм).

Для крепежных деталей с номинальным диаметром менее 16 мм верхние пределы

значений коэффициентов запаса прочности увели­чивают в два и более раз ввиду

возможности обрыва стержня из-за перетяжки.

Для крепежных деталей из легированных сталей (применяемых для более

ответственных соединений) значения допускаемых коэффициен­тов запаса

прочности берут примерно на 25 % больше, чем для углеро­дистых сталей.

При переменной нагрузке значения допускаемых коэффициентов запаса прочности

рекомендуются в пределах [s] = 2,5... 4, причем за пре­дельное напряжение

принимают предел выносливости материала кре­пежной детали.

В расчетах на срез при переменной нагрузке значения допускаемых напряжений берут

в пределах [] =

(0,2...0,3) (меньшие

значения для легированных сталей).

Пример. Рассчитать номинальный диаметр резьбы хвостовика крюка

грузоподъемного крана, если нагрузка Q = 40 кH, а крюк изго­товлен из

стали Ст3.

Решение. По таблицам справочников находим предел текучести для мате­риала

крюка =240 МПа.

Принимая значение допускаемого коэффициента запаса прочности для незатянутого

резьбового соединения [s] = 3, определяем допускаемое напряжение

= 240/3 = 80 МПа. Из расчета на прочность определим расчетный диаметр резьбы

.

Принимая для нарезанной части крюка метрическую резьбу с крупным шагом р

= 3,5 мм, определяем номинальный диаметр резьбы

.

По таблицам стандарта принимаем для хвостовика крюка резьбу М30.