Резьбовые соединения

2020-06-032021-03-09zzyxelСтудИзба

Резьбовые соединения.

1.Общие сведения.

Резьбовыми называют разъемные соединения деталей с помощью резьбовых крепежных деталей (винт, гайка, шпилька, болт).

Винты применяются для скрепления деталей, одна из которых имеет большую толщину.

Рекомендуемые материалы

FREE

Маран Программная инженерия

Программная инженерия

Техническое задание

Инженерная графика

299 руб.

Вариант 28А - Кинематический анализ (Угол 60) (Все построения выполнены в Компас 3D)

Теория механизмов и машин (ТММ)

449 руб.

-49%

Задача 435: В задачах 428 – 443 определите энтропию 1 моль газа при указанном давлении p и постоянной температуре 298 K. Укажите, увеличивается или уменьшается энтропия вещества при изменении давления от стандартного к заданному. Значения энтропии пр

Химия

99 50 руб.

Задача 528: В задачах 522 – 536 для данной гомогенной реакции А + В ↔ ↔ С + D определите температуру, при которой наступает равновесие. Напишите выражение константы равновесия. Рассчитайте 55 равновесный состав системы при этой температуре, если изве

Химия

190 руб.

РК 3 Сложное движение, Вариант 28

Теоретическая механика

199 руб.

Болтовое соединение скрепляет детали небольшой толщины, а также в деталях где невозможно нарезать резьбу.

Соединение шпильками, применяется, когда соединение часто подвергается сборке-разборке.

Достоинства:

1. Возможность создания больших скрепляющих сил.

2. Возможность самоторможения резьбы.

3. Низкая стоимость изготовления и сборки (т.к. детали стандартные).

Недостатки:

1. Ослабление сечения соединяемых деталей.

2. Концентрация напряжений в резьбе.

Основные геометрические параметры резьбы.

p a

d₁ d₂ d

z=1,2,4

d- наружный диаметр;

d₂- средний диаметр;

d₁- внутренний диаметр резьбы;

b- угол подъема витков резьбы;

p- шаг резьбы;

a- угол профиля витков.

( для однозаходных резьб )

Классификация резьб.

1.По назначению:

а) крепежные;

б) ходовые (для передачи движения винт-гайка).

2.По числу заходов:

а) однозаходные (крепежные, во избежания самоотвинчивания);

б) многозаходные (применяются в ходовых для увеличения КПД).

3. По направлению витков резьбы.

а) правая (по часовой стрелке);

б) левая (против часовой стрелки).

4. По профилю резьбы:

а) треугольные

a=60^°

б) трапецеидальные

· Симметричные

a=30^°

· Несимметричные

a=30^°

в) прямоугольные

г) круглые

· Треугольные бывают:

метрические (a=60^°)

Резьба может быть с крупным и мелким шагом.

Когда уменьшается шаг

дюймовые (a=55^°)

Все крепежные резьбы имеют треугольный профиль, для увеличения силы трения.

a/2

F_зат

· Трапецеидальные применяют в передачах «винт-гайка», в них потери на трение малы, что увеличивает КПД. Они, как правило, многозаходные.

· Прямоугольная резьба обладает самыми низкими потерями на трение, поэтому применяются также в передачах «винт-гайка», но прочность витков резьбы низкая (по сравнению с трапецеидальной). Эта резьба является нестандартной и применяется редко.

· Круглая резьба исключает концентраторы напряжения, поэтому применяется в передачах с динамическими нагрузками.

2.Момент завинчивания в резьбовой паре. Самоторможение. КПД.

Момент завинчивания в резьбовой паре складывается из момента сил трения в резьбе (T_P) и момента сил трения гайки по торцу детали (T_T). (1)

F_зат F_зат

F_t

Момент сил трения в резьбе найдем следующим образом:

Развернем виток резьбы в наклонную плоскость, гайку заменим ползуном.

F_t

F_зат

pd₂

- приведенный угол трения.

Подставив все значения в формулу (1), получим

T_зав

»14d

После подстановки этих значений в формулу T_зав, получим следующую зависимость

, где d – наружный диаметр резьбы.

Т.о. выигрыш в силе в резьбовых деталях составляет более 70 раз.

Самоторможение резьбовой пары.

Самоторможение – невозможность самоотвинчивания гайки.

По аналогии с червячной передачей при отвинчивании гайки ( что эквивалентно опусканию груза по наклонной плоскости) имеем:

F_t^отв

F_зат

Условие самоторможения резьбовой пары:

У метрических резьб угол , т.е. самоторможение наступает когда , что соответствует . Реально в резьбе , т.е. все крепежные резьбы являются самотормозящимися.

Однако, при динамических и вибрационных нагрузках резьбовые детали могут самоотвинчиваться из-за резкого снижения коэффициента трения в резьбе в этом случае.

На практике применяют специальные способы для того, чтобы избежать самоотвинчивания резьбовых деталей (подробнее см. уч. Иванова).

Существуют 3 метода стопорения резьбовых деталей:

1. Создание дополнительного трения в резьбе (установка пружинных шайб, двух гаек).

2. Стопорящие средства (шайбы с подвижными элементами)

3. Жесткое крепление резьбовых деталей, расклепывание тела болта, сварка).

КПД резьбовой пары.

Аналогично червячной передаче, КПД резьбовой пары рассчитывается по формуле:

Все крепежные резьбы, у которых , имеют .

В ходовых винтах КПД стараются максимально увеличить, для этого нужно увеличить угол подъема резьбы и снизить трение . Для этого применяют многозаходную резьбу и специальную форму (трапецеидальные, прямоугольные).

3.Виды разрушений резьбовых соединений. Критерии работоспособности.

1.Разрушение элементов резьбы.

Для крепежных резьб основным видом разрушения является срез витков резьбы. Для ходовых резьб – износ резьбы, основной фактор, влияющий на это – напряжения смятия.

2.Разрушение стержня резьбовой детали.

Распределение нагрузки по виткам резьбы.

Теоретически и экспериментально установлено, что нагрузка по виткам резьбы распределяется неравномерно.

F_зат

0.34 F_зат

0.15 F_зат

0.05 F_зат

1 2 3 4 5 6 N_винта

С учетом этого распределения применяют гайки высотой .

В расчетах нагрузка на один виток будет рассчитываться по формуле: , где

- коэффициент неравномерности нагрузки в резьбе.

d₂

p Н

d₁

F_зат s_см

Витки гайки более прочны по сравнению с витками болта, т.к. площадь среза меньше.

, вводя обозначение - коэффициент полноты резьбы.

- треугольная резьба;

- трапецеидальная;

- прямоугольная.

Подставляем в формулу выражения для n и k, получим

Для приработанных ходовых резьб .

Стандарты на резьбы и резьбовые детали таковы, что витки резьбы всегда прочнее тела (стержня) винта. Поэтому на практике расчет на прочность резьбовых соединений выполняется по сечению стержня винта, расчет на прочность резьбы исключают.

4.Расчет на прочность резьбовых соединений при различных случаях нагружения.

Все возможные виды нагружения резьбовых соединений делятся на 2 группы (по применяемой при силе затяжки резьбовой детали):

1. ненапряженные резьбовые соединения, винт (гайка) завинчен, но не затянут. В этом случае винт рассчитывается как обычный цилиндрический стержень.

2. напряженные резьбовые соединения, винт (гайка) завернут и сильно затянут. В этом случае стержень винта испытывает сложное напряженное состояние (растяжение с кручением).

Расчет ненапряженных резьбовых соединений.

а) винт нагружен внешней осевой нагрузкой

d₁

б) на соединение действует сдвигающая нагрузка, болт поставлен без зазора.

, где i=1,2

Если имеется несколько болтов, то нагрузка рассчитывается по формуле :.

s_см1

h₁

h₂_t

s_см2

Расчет напряженных резьбовых соединений.

В этом случае для обеспечения работоспособности соединения, создания сил трения, отсутствия раскрытия стыка необходимо создать сильную затяжку резьбовых деталей. При затяжке стержня винта возникают 2 вида напряжений:

· нормальные s_р, от силы затяжки (F_зат);

· касательные t, от момента сил трения в резьбе (Т_р).

Т.о. в затянутом резьбовом соединении стержень испытывает сложное напряженное состояние – растяжение с кручением.

По энергетической теории прочности (энергия формоизменения), имеем

(1)

(2)

Учитывая, что для стандартных метрических резьб :

Подставляя выражение (2) в (1), после упрощений получим

Т.о. расчет винтов на прочность, при сильной затяжке, можно по напряжениям только растяжения, увеличенным в 1.3 раза.

Расчет затянутого (напряженного) резьбового соединения под действием сдвигающей нагрузки ( болт установлен с зазором).

F_зат

F_зат F_зат

Для обеспечения работоспособности такого соединения необходимо обеспечить такую силу затяжки, чтобы .

, где - коэффициент запаса.

, где z- число болтов;

F_S - суммарная нагрузка на соединение.

Условие прочности болта:

Расчет затянутого (напряженного) резьбового соединения, нагруженного внешней осевой силой.

Примеры такого нагружения: крышка подшипника, крышка резервуара ( нагруженного внутренним давлением) и т.д.

Понятие о податливости упругих систем.

- податливость – величина обратная жесткости [м/H].

При решении подобных задач необходимо учитывать упругость стыка и резьбовых деталей, которые в данном случае работают совместно.

А Dd d

F_зат R₁ F_зат+R_б

R_S d F_зат-R_б

D_ст F_зат

(а) (б) (в)

до затяжки болтов после затяжки после нагружения

R₁=R_S/z

Вид А

После затяжки болтов (б) силы F_зат, соединяемые детали стыка сожмутся ( l_ст– податливость деталей), а болт растянется на величину .

После приложения внешней нагрузки, приходящейся на болт, R₁ (в), часть этой нагрузки R_б идет на дополнительную нагрузку болта, другая ее часть R_ст идет на разгрузку стыка. Очевидно, что (1). При этом болт дополнительно растянется на величину d, равную ослаблению сжатия стыка.

(2)

Подставляя выражение (2) в (1), получим

, откуда , где - коэффициент внешней нагрузки.

Аналогично получим

Физический смысл коэффициента c: какая часть нагрузки идет на дополнительное растяжение болта.

При l_б>>l_ст , то c®0 Þ R_б®0.

При l_б<<l_ст , то c®1 Þ R_б®R_1.

Коэффициент внешней нагрузки может быть рассчитан точными методами, однако этот расчет достаточно сложен, поэтому на практике часто задают коэффициент c следующим образом:

Окончательно, суммарная нагрузка, действующая на болт, после приложения внешней силы, равна:

Для того, чтобы стык под действием внешней нагрузки не раскрывался ( в противном случае нарушается герметичность стыка, и вся внешняя нагрузка будет воспринята только болтом) необходимо

- условие не раскрытия стыка

, где - коэффициент запаса.

Расчет болта в этом случае выполняется следующим образом:

Расчет коэффициента внешней нагрузки.

d₁

(d₁+d₂)/2

d₂

d_отв

Деформации от гайки и болта распределяются вглубь деталей стыка, как показывают эксперименты, по конусам, с углом полураствора конуса .

Для простоты на практике коническую модель деформирования заменяют цилиндрической, т.е. считают, что деформация распределена внутри полого цилиндра с наружным диаметром , и внутренним диаметром .

- в случае, если детали выполнены из одного материала.

Если стык состоит из разнородных материалов, то податливость определяется по формуле:

, где

Е₁- модуль упругости стали,

Е₂- модуль упругости чугуна.

- площадь болта.

Точный расчет податливости детали стыка проводят лишь в некоторых специальных задачах (обычно когда затяжка неконтролируемая), в остальных случаях коэффициент c задается заранее.

Расчет резьбовых соединений под действием комбинированной нагрузки.

В этом случае необходимо определить наиболее нагруженный болт (если их несколько) и оценить его прочность.

R_y

R_x

a b/2

s_зат

s_Ry

s_M

s_S

R-реакция (например, от цепной передачи);

s_зат – напряжения в стыке от предварительной затяжки болтов;

После приложения внешней нагрузки, ее составляющая R_y дополнительно растягивает болты силой и уменьшает напряжения затяжки стыка на . Под действием опрокидывающего момента М напряжения в стыке .