Конспект лекції

Різьбові з’єднання

Класифікація різьб.

В залежності від призначення використані різьби діляться на:

а) кріпильні різьби, забезпечують міцність;

б) кріпильно-ущільнюючі різьби, забезпечують міцність і герметичність з’єднання;

в) різьби ходових та вантажних гвинтів, передають рух;

В залежності від форми профілю різьби діляться ні 5 типів:

а ) трикутні;

б ) упорні;

в) трапецеїдальні;

г) прямокутні;

д) круглі.

Різьби трикутного профілю поділяються на 3 основні типи:

1. Метрична різьба. ГОСТ 9150-82. Це найбільш розповсюджена із кріпильних різьб. Має профіль у вигляді рівностороннього трикутника, звідси =60⁰

2. Дюймова різьба. Має профіль у вигляді рівнобедреного трикутника з кутом при вершині =55⁰. Використовується тільки при ремонті деталей імпортних машин. Виготовляється по ОСТ НКТП 1260.

3. Трубна різьба. Трубна циліндрична (ГОСТ 6357-82) і трубна конічна (ГОСТ 6211-82) – дрібні дюймові різьби, використовуються в якості кріпильно-ущільнюючих для з’єднання труб.

Основні типи різьб для ходових і вантажних гвинтів, їх стандартизація та область використання.

Трапецеїдальна різьба. (ГОСТ 9484-82). Це основна різьба в передачі гвинт-гайка. Її профіль – рівнобічна трапеція з кутом =30⁰. Використовується для передачі реверсивного руху під навантаженням (ходові гвинти верстатів).

Упорна різьба. Має профіль у вигляді нерівнобічної трапеції, кут нахилу робочої сторони профілю 3⁰. Кут нахилу неробочої сторони профілю 30⁰. Упорна різьба використовується для гвинтів з великим одностороннім осьовим навантаженням, наприклад в пресах, нажимних приладах прокатних верстатів, домкратах і т.д. Виготовляється о ГОСТ 10177-82.

Прямокутна різьба. Профіль різьби – квадрат. Із віх різьб має найбільш високий ККД, так як кут профілю =0⁰. Володіє пониженою міцністю. При зносі утворює осьові зазори, які важко усунути. Стандарту немає. Має обмежене використання в мало-навантажених передачах гвинт-гайка.

Кругла різьба. Кут профілю =30⁰. Використовується при важких умовах експлуатації (вагонні стяжки) або при постійному згвинчуванні в забрудненому середовищі (пожежна і гідравлічна арматура, а також для накатки на тонкостінних виробах (цоколі і патрони електроламп). Стандарту немає.

4. Конструкційні різьбові з’єднання.

Основними різьбовими з’єднаннями являються з’єднання болтами, гвинтами і шпильками.

Болтові з’єднання (а) найбільш прості і дешеві, так як не потребують нарізання різьби і з’єднання деталей.

Використовуються для склеювання деталей найбільшої товщини, а також деталей, матеріал яких не забезпечує достатньої міцності різьби.

З ’єднання гвинтами (б) використовується для кріплення деталей, одна із яких має більшу товщину. Крім того, гвинти використовують в тих випадках, коли відсутнє місце для розташування гайки і в тих, коли виставляють сурові вимоги по зниженню ваги виробу.

З’єднання шпильками (в) використовується тоді, коли по умовам експлуатації необхідна часте розбирання з’єднання деталей, одна з яких має більшу товщину. Використання в даному випадку привело б до передчасного зносу різьби деталі в силу властивості її матеріалу (чавун и т.д.).

5. Способи стопоріння різьбових з’єднань гайковими замками.

Всі стандартні різьби задовольняють умову самогальмування так як кут підйому різьби значно менший кута тертя

При роботі різьбового з’єднання в умовах вібрацій, струсу динамічних та ударних навантажень осьова сила затяжки болта і сила тертя в різьбі зменшується, а можливість довільного відгвинчування гайки збільшується. В таких випадках гарантована надійність різьбового з’єднання може бути забезпечена з допомогою баєчного замка – приладу, що перешкоджає само відгвинчуванню гайки.

Конструктивно гайкові замки можна розділити на наступні три основні види:

а) стопорящі завдяки підвищенню сил тертя у різьбі (використання контргайок, пружинних шайб і ін.);

б) стопорящі за рахунок жорсткого з’єднання гайки стержнем болта або деталі (використання розвідних шплінтів; стопоріння дротом, використання стопорних шайб);

в) стопорящі наглухо шляхом приварки, навернення, розклепування.

6. Відношення між силою затяжки і зусиллям на ключі.

При загвинчування гайки або гвинта до ключа прикладають момент загвинчування , при цьому в різьби і на опорній поверхні гайки діють моменти сил опору. Момент загвинчування рівне сумі моментів сил опору.

де F_P – зусилля на кінці ключа;

L – розрахункова довжина ключа;

М_Р – момент в різьбі від навколишнього зусилля F;

М_Т – момент тертя на торці гайки або головки болта.

Для орієнтовних розрахунків, при середньому значенні параметрів різьби ( ; d₂=0,9d; d_cp=1,4d; f=0,15).

(де d₂ – середній діаметр різьби; див. рис.

d – зовнішній діаметр різьби;

- кут підйому різьби;

- коефіцієнт тертя) можна прийняти, що ;

де V – зусилля затяжки болта замість зовнішньої осьової сили Q, тоді F_pL=0,2Vd

Для стандартних ключів L=15d

F_P15d=0,2Vd;

Таким чином в кріпильних різьбах зусилля затяжки болта більше зусилля на кінці ключа в 75 разів.

7. ККД гвинтової пари.

ККД гвинтової пари визначається відношенням отриманої роботи на гвинті - А_п до затраченої роботи на один оберт гвинта або гайки А_з

; де A_p=QS; ;

Q – осьова розтягуючи сила;

F – навколишнє зусилля, сила що обертає гайку.

Загвинчування гайок відповідає підйому тіла по нахиленій площині. Із теоретичної механіки відомо, що між силою F, що штовхає тіло по нахиленій площині і його вагою Q існую наступна залежність: , тоді із отже, ККД гвинтової пари

8. Матеріали різьбових деталей.

Стандартні кріпильні різьбові деталі загального призначення виготовляють із мало і середньо вуглецевих сталей Ст3, Ст4, Сталь 20,35,45. Ці сталі в умовах масового виготовлення дозволяють виготовляти різьбові деталі методом холодного штампування з подальшою накаткою різьби. Леговані сталі 35Х, 40Х, 40ХН і інші використовують для досить відповідальних гвинтів, болтів, шпильок і гайок.

Останнім часом для різьбових деталей використовують також неметалічні матеріали (нейлон, поліаміди і ін.)

9. Розрахунок різьбових з’єднань при постійному навантаженні.

Основні розрахункові випадки.

Випадок 1. Розрахунок незатягнутого болта, навантаженого зовнішньою розтягуючою силою.

Цей випадок навантаження зустрічається а машинобудуванні порівняно рідко. Найбільш характерним прикладом цих болтів являється різьбовий кінець вантажного крюка вантажопідйомних машин. Гайка вільно нагвинчується на стержень. Стержень болта навантажується при положенні зовнішнього навантаження і працює тільки на розтяг.

Розрахунок зводиться до визначення діаметру нарізної частини болта. Небезпечним в різьбовому стержні являється переріз нарізаної частини діаметром, рівним внутрішньому діаметру різьби d₁

Умова міцності для даного випадку:

, де Q – осьове навантаження в Н;

- допустиме навантаження на розтяг в Н/мм²

, знаючи d₁, решту розмірів визначають по ГОСТ 9150-59.

Випадок 2. Затягнутий болт не навантажений зовнішньою осьовою силою.

Прикладом такого з’єднання може слугувати кріплення люків кришок до герметичності яких не пред’являють особливих вимог.

При затяжці болта він, крім розтягу відчуває кручення. В поперечних перерізах болта виникають два внутрішніх силових фактори: повздовжня сила, рівна зусиллю затяжки (N=V) і крутний момент. Хоча затягнутий болт працює на спільну дію розтягу і кручення, його розраховують на простий розтяг, але не по дійсній, а по збільшеній на 30% силі затяжки.

Умова міцності для затягнутого болта має наступний вигляд:

При проектному розрахунку

Випадок 3. Розрахунок болтів, що підвергаються дії поперечного навантаження.

У практиці зустрічаються конструкції, коли на стягнуті болтом деталі діє навантаження перпендикулярно до осі болта. Прикладом таких конструкцій являється з’єднання ступиці з вінцем колеса, з’єднання полу муфт.

Зазвичай такі з єднання мають дві конструкційні різновидності:

а) болт чорний, поставлений з зазором;

б) болт чистий, поставлений без зазору.

а) болт поставлений з зазором.

Болт, що сприймає поперечне навантаження і поставлений з зазором працює на розтяг і повинен стягувати деталі на стільки, щоб забезпечилась достатня сила тертя між ними. В противному випадку після здвигу деталей один по одному болт почне працювати на згин.

Величина згинального моменту, що діє на болт визначається виразом М_з=Q_а

Для запобігання роботи болта на згин його необхідно затягнути таким чином, щоб сила тертя на стиках деталей були не менше здвигаючи сил.

Зазвичай тертя приймають з запасом Т_тр=1,3F

По закону Мамонтова-Кулона сила тертя ,

де V – зусилля затяжки болта в Н;

f – коефіцієнт тертя.

При числі стиків і та кількості болтів z зусилля затяжки болта для одного болта буде рівне

Зусилля затяжки значно більше поперченої сили Р, що потребує більших діаметрів болтів.

Це суттєвий недолік розглянутого з’єднання. Його достоїнством є простота виготовлення отвору – свердління без додаткової обробки, поверхню болта можна не піддавати механічній обробці. По знайденій силі затяжки болт розраховують як затягнутий, не сприймаючий зовнішніх осьових сил, тобто

б) болт поставлений без зазору.

М ожна сконструювати з’єднання таким чином, щоб здвигаюча сила сприймалась безпосередньо болтом, але для цього потрібно поставити точений болт, щільно вхідний в отвір з’єднаних деталей. Отвори оброблюються розверткою; кажуть, що болт поставлений в «отвір з-під розвертки». В такому випадку болт працює на зріз. При і плоскостях зрізу і z болтів умова міцності запишеться таким чином:

При проектному розрахунку

Знаючи d₀, решта розмірів визначається по ГОСТ 7817-62.

Стінки отворів в з’єднаних деталях повинні бути перевірені на зминання. Для конструкції, зображеної на малюнку

Випадок 4. Розрахунок болта з позацентровим осьовим навантаженням.

Позацентрове навантаження отримується із-за непаралельності опорних поверхонь деталей і гайки або головки болта, наприклад, внаслідок нахилу полки швелеру. Позацентрованість положення навантаження отримується внаслідок несиметричності головки болта. Подібні болти застосовуються там, де не має можливості розмістити болт звичайної конструкції.

Уявимо, що болт повинен бути затягнутим і відповідно розтягуючи сила дорівнює V. Реакція опорної поверхні чисельно дорівнює V, але її лінія дії зміщена від прокольної осі болта на відстань е. Під дією відцентрованої розтягуючої сили в поперечних перерізах болта виникають два внутрішніх силових факторів: прокольна сила N=V і згинаючий момент М_зг=V_e. Найбільш сумарне нормальне напруження

- напруження розтягу.

З урахуванням дотичних напружень, виникаючих при затяжці болта під дією крутного моменту

, а напруга згину

, при l=d₁

Сумарне нормальне напруження збільшилося в 7 разів порівняно з напруженням, яке виникло б для болта з центральною головкою.

Тому слід уникати використання болтів з позацентровим навантаженням. При розробці і виготовленні конструкції з’єднань необхідно приймати усі міри, що усувають ексцентричне навантаження. Наприклад, чорнові поверхні деталей під гайками і головками болів потрібно цекувати, а у випадку нахилених поверхонь підкладати під гайку косу шайбу тощо.

Випадок 5. Затягнутий болт з додатковою осьовою напругою.

Одним із характерних прикладом, що розглядає випадок навантаження можуть служити робота болтів кришки посудини, що знаходиться під внутрішнім тиском газу. Зазвичай між корпусом і кришкою посудини розміщають прокладку з міді, азбесту тощо. Болти повинні бути достатньо сильно затягнуті для того, щоб була гарантована герметичність з’єднання кришки з корпусом, коли в посудину поступає газ під тиском р. Таким чином на болти окрім зусиль затяжкі діє зовнішнє осьове навантаження. Вочевидь при цьому навантаження болтів (порівняно з зусиллям попередньої затяжки) зростає, але результативне осьове навантаження буде менше, ніж сума зусиль попередньої затяжки і зовнішньої осьової сили, що передається на болт. Сумарне осьове зусилля, що сприймається болтом можна приблизно визначити як добуток деякого коефіцієнту k, що залежить від матеріалу з’єднуваних деталей і розміщеною міх ними прокладки, на величину зовнішнього осьового зусилля, тобто Q_розр.=kQ

Q – зовнішнє зусилля, що приходиться на один болт

, де - сумарне навантаження на кришку.

z – кількість болтів.

К оефіцієнт k приймають рівним .

По знайденій силі Q_розр, з розрахунком впливу кручення діаметр болтів визначається по формулі

10. Вибір допустимих напруг при контролюючій і не контролюючій затяжці.

При розрахунку болтів допустимі напруження розтягу вибирають в залежності від границі текучості

Величину потрібного коефіцієнта запасу міцності встановлюють в залежності від того, контролюється чи не контролюється затяжка болта.

При контролюючій затяжці приймають для болтів з вуглецевої сталі и для болтів з легованої сталі. Для незатягнутих болтів з осьовим навантаженням (1 випадок)

- для болтів з вуглецевої сталі;

- для болтів з легованої сталі.

Для затягнутих болтів при неконтрольованій затяжці допустиме напруження залежить не лише від матеріалу болта, відповідності конструкції, але і діаметру болта.

Допустиме напруження на розтяг приймають по даним наведених у таблиці:

Матеріал болта (сталь)	значення [n] при неконтрольованій затяжці
	М8+М16	М16+М30	М30+М60
вуглецева	4 3	4 2	2 1,3
легована	5 4	4 2,5	2,5

ПИТАННЯ ДЛЯ САМОКОНТРОЛЮ :

1. Привести класифікацію різьб.

2. Коротко описати основні види різьб.

3. Привести приклади стопоріння різьб.

4. Описати основні геометричні співвідношення в різьбі.

5. Застосування видів різьб.

ВИКЛАДАЧ _________________________________________________________

РОЗДІЛ : Деталі машин

ТЕМА Фрикційні передачі.

ПЛАН

1. Класифікація, принцип роботи, будова, переваги та недоліки передач.

2. Визначення необхідної сили притискання.

3. Матеріали катків. Види руйнувань.

4. Розрахунки на міцність.

5. Варіатори.

Студент повинен знати: .

Студент повинен вміти:

ЛІТЕРАТУРА ОСНОВНА [ 4 ] §§3.1;3.2 1 зад.

ЛІТЕРАТУРА ДОДАТКОВА

КОНСПЕКТ ЛЕКЦІЇ

Фрикційні передачі

Фрикційні передачі – це передачі в яких пух від ведучого елемента до веденого передається за рахунок тертя, збуджуючого між робочими частинами катків, що обертаються.

1. Достоїнства, недоліки і область використання:

Достоїнства:

1. Простота конструкції і низька собівартість;

2. Плавність і безшумність роботи;

3. Можливість безступінчастого регулювання швидкості, причому на ходу без зупинки машини.

Недоліки:

1. Велике і нерівномірне зношення робочих катків при буксуванні;

2. Непостійність передаточного числа із-за проковзування катків;

3. Великі навантаження на вал від прижимного зусилля;

4. Порівняно низький ККД - ;

5. Обмеженість переданих потужностей – від кВт.

2. Класифікація фрикційних передач.

В залежності від призначення розрізнюють фрикційні передачі:

1) з постійним передаточним числом;

2) з плавним регулюванням передаточного числа; такі передачі називають варіаторами.

В залежності від взаємного роз положення осей валів фрикційні передачі бувають: циліндричні при паралельних осях; конічні при пересічних осях; лобові при перехресних осях.

Використання: Фрикційні передачі знаходять використання в кувально-пресовим обладнанні, в металоріжучих верстатах, в текстильних і транспортувальних машинах, в приладах і апаратах.

3. Матеріали катків.

До матеріалів, що використовуються для виготовлення фрикційних катків пред’являють наступні вимоги:

• зносостійкість;

• високий коефіцієнт тертя, що забезпечує при невеликих силах натискання достатні сили зчеплення для передачі заданого моменту;

• високий модуль пружності для забезпечення достатньої жорсткості катків.

При передачі порівняно великої потужності для обмеження габаритів передачі фрикційні катки виготовляють із загартованої шарикопідшипникової сталі (ШХ-15) з твердістю не менше HRC60. Часто використовують також катки із чавуна з підвищеною поверхневою твердістю. Чавун може працювати в парі зі сталлю. Для передачі відносно невеликих моментів використовують матеріали, що мають в парі за сталю або чавуном підвищеним коефіцієнтом тертя: дерево, текстоліт, шкіра, резина, фібра, феродо.

Перераховані неметалічні матеріали використовують для робочої поверхні ведучого чавунного або стального катка.

Ведений каток, як правило, виготовляють із чавуна або сталі без обшитого покриття.