|
|
КАТАЛОГ ИМПОРТНОЙ ПРОДУКЦИИ
О компании / Это интересно / Общие сведения о резьбовых соединениях /
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.
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.
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.
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, 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.
Допускаемые напряжения. Обычно болты, винты и шпильки изготовляют из пластичных материалов, поэтому допускаемые напряжения при статической нагрузке определяют в зависимости от предела текучести материала, 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 можно определить расчетный диаметр резьбы