Каталог :: Технология

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.