2.2. Разъёмные соединения

Разъёмным называется такое соединение деталей, разъём которых возможен без повреждения их и крепёжных деталей. Разъёмные соединения применяют, когда необходима повторная сборка соединяемых деталей. Используются следующие виды разъёмных соединений: резьбовые, шпоночные, шлицевые, штифтовые, зажимные и штыковые.

2.2.1. Резьбовые соединения

Резьбовыми называются соединения, осуществляемые с помощью деталей, снабжённых резьбой: винты, болты, шпильки и гайки (рис. 13). Винт, свинчиваемый с гайкой, называют болтом (рис. 13 б).

Достоинства. Они являются самыми распространённым видом разъёмных соединений. Резьбовые соединения имеют сравнительно простую конструкцию и очень удобны как для сборки, так и разборки соединения. Они полностью взаимозаменяемы, выгодны для массового производства и не очень дороги. С их помощью можно образовывать самотормозящие и несамотормозящие, подвижные и неподвижные компактные соединения. К недостаткам этих соединений следует отнести: неравномерность нагружения сопряжённых витков, значительная концентрация напряжений в резьбовых деталей, низкий КПД.

Рис.13. Основные виды соединений: а – винтом; б – болтом; в - шпилькой

Параметрами, определяющими резьбу, являются (рис. 14):

d – наружный диаметр резьбы винта, принимаемый за номинальный диаметр резьбы;

d₁ – внутренний диаметр резьбы, определяемый из условия прочности или жёсткости;

d₂ – средний диаметр резьбы;

p – шаг резьбы;

α – угол профиля резьбы;

γ – угол наклона рабочей грани(грани, подвергаемой смятию при действии осевой силы F;

ψ – угол наклона винтовой линии по среднему диаметру резьбы,

Резьбы получают (формируют) резанием (отсюда название «резьба»), накатыванием (обработка давлением), литьём и прессованием композиционных материалов, порошков.

Классификация резьб. По форме профиля резьбы (рис.15) разделяют на: а – метрические (α = 60º; γ = 30º); б – прямоугольные (α = 0º; γ = 0º);

в - трапецеидальные (α = 30º; γ = 15º); и г – упорные (α = 33º; γ = 3º). Резьбы бывают цилиндрические и конические (образованы соответственно на цилиндрической или конической поверхностях); наружные и внутренние.

По назначению резьбы разделяют на три группы: крепёжные, крепёжно-уплотняющие и резьбы, предназначенные для передачи движения.

Конструктивные формы головок болтов и винтов (рис. 16) и гаек (рис. 17) разнообразны, использование их в конструкциях определяется преимущественно условиями работы соединений, технологией изготовления крепёжных деталей и их сборкой. Существуют стандарты на болты, винты, гайки и шайбы наиболее распространённых форм. Для предотвращения повреждений поверхностей соединяемых деталей при завинчивании гаек используют шайбы (рис. 17).

Материалы крепёжных деталей. Основные механические характеристики (предел прочности σ_в, предел текучести σ_Т и относительное остаточное удлинение δ) материалов болтов, шпилек, гаек и шайб нормированы соответствующим ГОСТом. Выбор материала определяется условиями работы, технологией изготовления деталей и др. В массовом производстве крепёжные детали изготовляют из углеродистых сталей обыкновенного качества (Ст3, Ст4, Ст5), качественных конструкционных сталей (сталь10…сталь45), автоматных сталей (А12, А20, А30), легированных конструкционных сталей (15Х, 35Х, 45Х), бронз, латуней, пластмасс и др. Для защиты крепёжных деталей из углеродистых сталей от коррозии на них наносят окисные плёнки или гальванические покрытия толщиной 6…12 мкм.

К ритерии работоспособности и расчёты резьбовых соединений. Опыт эксплуатации машин и конструкций показал, что отказ соединений обычно происходит из-за разрушения резьбовых деталей и разгерметизации стыков.

Разрушение соединений происходит, как правило, из-за поломок болтов и шпилек по резьбовой части. Иногда встречаются поломки болтов под головкой и срез витков резьбы в гайке (корпусе) и на болте (шпильке).

Для предотвращения разрушения соединений вследствие среза резьбы и отрыва головок болтов стандартные гайки изготовляют высотой Н=0,8d, а высоту головок болтов (винтов) принимают h=(0,5…0,6)d.

П

отеря плотности стыков происходит, как правило, из-за чрезмерной внешней нагрузки или недостаточной силы затяжки болтов.

Таким образом, прочность и плотность соединений являются основными критериями их работоспособности.

Расчёт на прочность элементов резьбы. Практически резьбы на прочность рассчитывают по напряжения среза и проверяют на смятие.

В общем случае условие прочности резьбы на срез и смятие имеют вид:

, (18)

, (19)

где F – осевая нагрузка, действующая на резьбовое соединение;

А_ср, А_см – соответственно площадь среза и смятия.

Площадь среза _ср= zs`πd<sub>p</sub>, где z – число витков в гайке; s`=pψ - высота среза; ψ – коэффициент полноты резьбы, зависящий от её типа; d_р – расчётный диаметр, равный d₁ при одинаковом материале ,болта и гайки или d – при менее прочном материале гайки. Площадь смятия

.

Высота гайки H определяется из условия равнопрочности стержня винта и резьбы и обычно принимается H≈0,8d. Число витков гайки, как правило, не превышает 10.

Основные случаи нагружения и расчёта резьбовых соединений. Расчёт незатянутых болтов при действии осевой нагрузки. Расчётная схема показана на рис. 19. Стержень болта работает на растяжение и под действием силы F может разрушиться по внутреннему диаметру d₁. В качестве основной расчётной зависимости является условие прочности стержня на растяжение:

(20)

После подстановки значения площади поперечного сечения стержня болта находят значение внутреннего диаметра болта

(21)

Затем по найденному внутреннему диаметру резьбы подбирают стандартный болт.

Р асчёт болтов при действии поперечной нагрузки. Рассмотрим два варианта: болты поставлены в отверстие с зазором (рис. 20 а) и без зазора (рис. 20 в). В обоих вариантах должен быть полностью исключён относительный сдвиг собранных деталей.

В первом случае (рис. 20а, б) относительный сдвиг соединяемых деталей исключается затяжкой болтов, в результате которой детали окажутся взаимно прижатыми силами N, вследствие чего на поверхностях относительного скольжения деталей возникнут силы трения

. (22)

Так как N=F, то усилие F затяжки болта при заданной поперечной нагрузке Q определяется из условия (23)

(23)

В общем случае, когда скрепляется в пакет n деталей несколькими болтами (z – число болтов), усилие затяжки одного болта определяют по формуле

(24)

где k ≥ 1,5 – коэффициент запаса сцепления;

i=n-1 – количество плоскостей относительного скольжения деталей.

Р астягивающая болт сила F появляется при затяжке соединения. Болты, поставленные с зазором, одновременно испытывают растяжение и кручение. Такие болты можно рассчитывать по формуле (21), умножив усилие затяжки болта F на коэффициент β, учитывающий влияние касательных напряжений τ от кручения на прочность болта. При среднем диаметре d₂ ≈ 1,2d₁, угле подъёме винтовой линии λ=2,5º и коэффициенте трения f=0,15 коэффициент β≈1,3.

(25)

Болты без зазора (рис. 22 в) обычно ставят в отверстия на напряжённой посадке. Благодаря этому исключается относительное смещение деталей узла без затяжки гаек. Поперечная нагрузка Q может вызвать срез болтов по плоскости скольжения деталей узла и смятие на поверхностях контакта болтов со стенками отверстия. Поэтому болты без зазоров рассчитываю на срез стержней, определяя расчётный диаметр,

, (26)

а затем проверяют на смятие по наименьшим поверхностям контакта стержней с отверстиями

(27)

Расчёт болтов при эксцентричном приложении нагрузки. На рис. 21 показано крепление крышки резервуара болтами с эксцентричной головкой. Такие болты работают на растяжение от силы F и на изгиб от момента M=Fe. Их рассчитывают по эквивалентным напряжениям

(28)

где e ≤ d – эксцентриситет силы F.

Следует избегать применения болтов с эксцентричной головкой и не допускать появления подобных схем нагружения от случайных причин, так как при этом величина эквивалентного напряжения может достичь (8…10)σ_р в зависимости от е.