Резьбовые крепежные детали

Резьбовые крепежные детали

Резьбовые крепежные детали включают винты и болты. Они служат для создания на­дежных соединений, которые могут разъеди­няться неограниченное число раз. Назначе­нием винтов и болтов является сдавливание сопрягающихся деталей таким образом, чтобы статические или динамические силы в процессе работы не вызывали смещения деталей относительно друг друга.

Условные обозначения

Основные принципы

 

При затяжке или ослаблении крепежной детали имеет место вращательное движение. За один полный оборот крепежной детали происходит осевое смещение Р, соответ­ствующее шагу резьбы. Если линию резьбы развернуть вокруг цилиндра, имеющего диа­метр d2, это даст прямую линию с углом на­клона в продольном направлении

φ = arctan (P/(πd2)).

Как правило, крепежные детали имеют правую резьбу (прямая линия поднимается вправо). В некоторых случаях требуется использовать болты с левой резьбой.

Для обычных болтов или винтов использу­ются метрические профили резьбы (DIM 13, ISO 965). Для труб, фитингов, резьбовых фланцев и т.д. применяются трубные резьбы в соответ­ствии со стандартом DIM ISO 228-1 или DIM 2999.

Расчеты резьбовых крепежных деталей

 

Основой для расчета резьбовых крепежных дета­лей с высокой нагрузочной способностью явля­ется Директива VDI 2230. Ее можно использовать в качестве простого и достаточно точного метода расчета цилиндрической крепежной детали с однозаходной резьбой, которую можно рассматривать как секцию жесткой крепежной детали с многозаходной резьбой. Это означает, что во многих случаях даже сложные детали с многозаходной резьбой можно рассматривать как однозаходные. Условие для этого заключается в том, что оси детали крепления параллельны друг другу и пер­пендикулярны к плоскости разъема. Компоненты также должны быть упругими. Другой важный фактор состоит в том, что рассматриваются только центрально нагруженные и напряженные детали крепления. О случае высоких эксцентричных на­пряжений, которые могут вызвать раскрытие по линии разъема, см. в VDI 2230 (рис.1 «Нагрузки, прилагаемые к резьбовым крепежным деталям»).

Нагрузки, прилагаемые к резьбовым крепежным деталям

Классы прочности резьбовых деталей крепления

 

В соответствии с DIM ЕМ 20898, классы проч­ности болтов, винтов и шпилек идентифици­руются двумя числами, разделенными точкой. Первое число представляет собой 1/100 мини­мального предела прочности на растяжение; второе число представляет собой 10-кратное от­ношение предела текучести к пределу прочности на растяжение. Перемножение двух чисел дает 1/10 минимального предела текучести (пример: 8.8 —> Re = RрG2 = 640 МПа).

Класс прочности стандартной гайки иден­тифицируется одним числом. Это число со­ответствует 1/100 минимального предела прочности на разрыв болта того же класса. Чтобы оптимизировать использование мате­риала, необходимо всегда применять болты и гайки одного класса прочности (например, болт класса 10.9 с гайкой класса 10).



Затяжка резьбовых деталей

 

Предварительное напряжение

 

Резьбовые соединения являются предвари­тельно нагруженными соединениями, в кото­рых крепежная деталь при затяжке растяги­вается на величину fsv, а соединяемые детали сжимаются на величину fpv. Величина дефор­мации зависит от размеров (сечения и длины) и материалов (модуля упругости). В соответ­ствии с законом Гука деформация в упругом диапазоне пропорциональна преобладающей линейной силе. Отношение силы F к изме­нению длины f выражается коэффициентом упругости или упругой жесткостью:

R = F/ f = E⋅A / l

Если значения упругой жесткости крепежных деталей и сжимаемых частей известны (они могут быть вы­числены в соответствии с VDI 2230), предварительно нагруженную резьбовую деталь крепления можно представить диаграммой нагрузки-удлинения (см. рис.2 «Затяжка резьбовых деталей»). После сборки устанавливается равновесие сил, поэтому предварительные нагрузки в болте и соединенных деталях идентичны.

Затяжка резьбовых деталей

Рабочее усилие

 

В случае поперечно напряженных резьбовых крепежных деталей (рабочее усилие FQ на­правлено перпендикулярно к оси крепежной детали) силы передаются в плоскости разъема за счет трения. Если силы трения, создавае­мые предварительной нагрузкой крепежной детали, больше передаваемых рабочих уси­лий, диаграмма нагрузки-удлинения не изме­няется. Это означает, что крепежная деталь не «замечает» внешней нагрузки.

При коэффициенте трения в линии разъема μT, количестве крепежных деталей ns, коли­честве пар поверхностей трения i и коэффи­циенте запаса против сдвига SR минимальная требуемая сила сжатия вычисляется следую­щим образом:

Fk, min = Fv ⩾ SR ⋅ FQ / μT ns ⋅ i

Если внешнее рабочее усилие FA действует в на­правлении оси крепежной детали, как показано на рис.1, болт удлиняется на fA. В то же время сжатие соединенных деталей уменьшается на такую же величину. Таким образом, болт ис­пытывает дополнительную нагрузку FSA, в то время как напряжение в соединенных деталях уменьшается на FPA. Дополнительная нагрузка на крепежную деталь FSA зависит от упругой жесткости и текучести крепежной детали.

Чем «мягче» крепежная деталь (растягивае­мый болт: длинный и тонкий), тем меньше до­полнительная нагрузка в болте FSA вызываемая внешним осевым рабочим усилием FA. Это и должно быть целью, особенно в случае воздей­ствия динамических рабочих усилий (например, на болты головки блока цилиндров).

Приложение силы

 

Упругая жесткость крепежной детали и напряжен­ных частей также зависит от места приложения силы. Если осевое рабочее усилие FA прилагается непосредственно к головке болта, коэффициент приложения силы n=1. Если усилие прилагается по линии разъема, n=0. На практике точка при­ложения силы находится между этими край­ними положениями. В этом случае ослабляется нагрузка только части напряженных деталей. Это вызывает увеличение упругой жесткости RP напряженных частей вследствие уменьшения по­лезной длины болта. Напряженные части затяну­тых деталей воздействуют на крепежную деталь, которая при этом становится явно длиннее и, следовательно, мягче (см. рис.3 «Приложение силы между головкой крепежной детали и линией разъема»). Таким образом, при малых значениях n имеют место небольшие дополнительные усилия, воздействующие на крепежную деталь. Это оказывает благоприятное влияние на коэффициент запаса крепежной де­тали. Однако, в то же время уменьшается усилие сжатия, что неблагоприятно для функционирова­ния соединения.

Приложение силы между головкой крепежной детали и линией разъема

Простого метода вычисления коэффициента приложения силы n, определяющего точку при­ложения силы, не существует. При этом либо производится оценка значения n (0⩽n⩽1), либо выполняется приблизительный расчет в соответствии со стандартом VDI 2230. Силы, указанные на диаграмме нагрузки-удлинения могут быть вычислены в соответствии с табл.2 «Усилия в резьбовых крепежных деталях (в зависимости от места приложения силы)«

Усилия в резьбовых крепежных деталях (в зависимости от места приложения силы)

Силы и моменты, воздействующие на крепежную деталь

 

Модель вычислений

Простейшим способом представить соотноше­ния сил, действующих в резьбовой крепежной детали, является концентрация поверхностного давления, распределенного по всем виткам резьбы, на одной гайке. Во время затяжки или ослабления гайка перемещается по резьбе болта, которая, если ее развернуть, представ­ляет собой наклонную плоскость или клин.

Затяжка резьбовых крепежных деталей

Во время затяжки гайка проталкивается по клину вверх под действием окружного уси­лия Fu. Результирующая нормальная сила FN вызывает силу трения FR, которая дей­ствует в противоположном направлении с учетом угла трения р. Однако, поскольку все стандартизованные профили резьб имеют наклонные рабочие стороны, в плоский мно­гоугольник сил входит только составляющая F’N = FN • cos a/2. Сила трения определяется следующим образом:

FR = FN— μG = F’N ⋅ μ’G.

Для расчета многоугольника сил в плоско­сти, параллельной оси крепежной детали, вводится кажущийся коэффициент трения:

μ’= μG / cos a/2 = tan p’

Если на диаметр рабочей стороны профиля d2 действует окружное усилие, момент ста­новится равным

МG = Fv⋅ d/2 ⋅ tan (φ + р’) .

Чтобы затянуть болт до предварительного натяга Fv, необходимо, чтобы момент тре­ния головки MKR преодолел силу трения между опорными поверхностями болта и гайки в дополнение к моменту затяжки MG. При коэффициенте трения μк и среднем фрикционном диаметре головки болта DKm момент трения головки вычисляется сле­дующим образом:

MKR = Fv⋅ μк⋅ DKm /2

Момент затяжки болта, прилагаемый во время сборки, равен:

МA = MG+MKR=Fv (d2 /2 tan (φ + р’) + μк ⋅ DKm /2) .

Развинчивание резьбовых соединений

 

При развинчивании резьбового соединения сила трения действует в противоположном направлении по сравнению с затяжкой. Мо­мент выворачивания болта вычисляется сле­дующим образом:

ML = Fv (d2 /2 tan (φ + р’) — μк ⋅ DKm/2).

В случае самоконтрящихся резьб (φ<р’) момент выворачивания становится отрица­тельным. Это означает, что момент должен быть приложен в направлении, противопо­ложном направлению затяжки.



Конструкция резьбовых деталей

 

Перенапряжение

Если минимальная длина резьбовой части m=(от 1.0 до 1.5)⋅ d , резьбовая крепежная де­таль выходит из строя в случае перенапряжения не потому, что срезаются витки резьбы, а вслед­ствие разрыва болта с цилиндрической резьбой.

Напряжение при сборке

Когда резьбовая крепежная деталь затя­нута до предварительного натяга Fv, в ней имеет место напряжение растяжения. Под действием момента затяжки MG также воз­никает напряжение кручения. Поскольку тре­ние в резьбе предотвращает отворачивание болта, напряжение кручения действует также и после затяжки. В соответствии с теорией энергии изменения формы сниженное напря­жение в болте составляет:

σred. M = Wσ2z, M + 3τ2t ⩽ v⋅ Rp 0.2,

при напряжении растяжения:

σz, M = Fv max / As = aA Fv / As

и напряжении кручения:

τ= MG, max  / W=16 aFdtan (φ + р’) / 2π d33

Коэффициент затяжки aA учитывает неиз­бежные во время сборки неточности. Для затяжки с контролем момента (при помощи динамометрического ключа) он составляет aA = 1,4 — 1,6; для импульсной затяжки (при помощи гаечного ключа ударного действия), он составляет aA = 2,5-4,0. (см рис.4 «Силы требуемые для затяжки резьбового соединения» и 5 «Эффективный диаметр DkM для определения момента трения головки»)

Силы требуемые для затяжки резьбового соединения

В целях обеспечения высокого уровня функциональной безопасности, необходимо стремиться к максимально возможному использованию свойств материала. Это учи­тывается посредством к.п.д. v. В таблице 3 «Допустимые предварительные натяги и моменты затяжки стандартных болтов (по стандарту DIN 2230)» приведены значения допустимых предварительных нагрузок и моментов затяжки для различных коэффициентов трения при v = 90% (0,9) стандартизованного минималь­ного предела текучести.

Допустимые предварительные натяги и моменты затяжки стандартных болтов (по стандарту DIN 2230)

Статическое напряжение

Осевое рабочее усилие FA увеличивает на­пряжение растяжения в болте. Поскольку в рабочем состоянии эффект напряжения кру­чения менее ощутим, чем в установленном состоянии, директива VDI 2230 применима к пониженному напряжению:

σred. B σ2z + 3(0,5 τ)< Rp 0.2

при напряжении растяжения:

σz = Fs max / As = aA Fv + FSA / As

Вибрационные напряжения

 

При наличии динамических рабочих сил FA переменная составляющая напряжения σa не должна превышать допустимого перемен­ного напряжения σA. При этом применимо следующее выражение:

σ= Fs max — Fs min /2As ⩽ σA

Допустимое переменное напряжение σA не зависит от класса прочности. Оно зави­сит только от номинального диаметра (см. табл.4 «Допустимое переменное напряжение «).

Допустимое переменное напряжение

Поверхностное давление между опорными поверхностями головки болта и гайки

 

В случае больших предварительных натягов необходимо контролировать поверхностное давление, действующее на опорные поверхности головки болта и гайки. Чрезмерно высокое поверхностное давление может вы­звать деформацию и потерю предваритель­ного натяга. Это может привести к ослабле­нию резьбовых соединений.

Поверхностное давление р при максималь­ном воздействующем на крепежную деталь усилии не должно превышать допустимого предельного значения рG (ориентировочные значения рG см. в табл.5 «Стандартные значения предельного поверхностного давления pG в соответствии с VDI 2230″):

p = 4Fs max / π(d2W — d2h) ⩽ рG

Контрящие устройства резьбовых крепежных деталей

 

Причиной самопроизвольного ослабления резь­бовых соединений является полная или частич­ная потеря предварительного натяга, которая, в свою очередь, вызывается эффектами осаж­дения (ослабления) или относительными пере­мещениями по линии разъема (выворачивание).

Ослабление

 

Контактное напряжение fz, вызванное пла­стичной деформацией, приводит к потере предварительного натяга

Fz = (Rp Rs / RP + Rs) fz

Контактное напряжение fz в мкм зависит от свойств поверхности и количества линий разъема (см. табл.6″ Контактное напряжение fz зависящее от свойств поверхности и количества линий разъема»).

Контактное напряжение fz зависящее от свойств поверхности и количества линий разъема

Общее контактное напряжение равно сумме напряжений отдельных компонентов. Од­нако, значение контактного напряжения, опреде­ленное таким образом, действительно только в том случае, если не превышено предельно допустимое поверхностное давление. В противном случае будет иметь место значительно более высокое осажде­ние. Контрящие устройства предназначены для снижения или компенсации осаждения.

Надежная защита от ослабления соеди­нений может быть обеспечена посредством следующих мер:

  • большой предварительный натяг;
  • применение упругих резьбовых крепеж­ных деталей;
  • обеспечение низких поверхностных давлений за счет большой площади опорных поверх­ностей и достаточной длины резьбовой части;
  • небольшое количество линий разъема;
  • отсутствие пластмассовых или квазиупругих элементов (например, уплотнений).

Выворачивание

 

Динамические напряжения, в особенности, действующие перпендикулярно к оси кре­пежной детали, могут вызывать ослабление затяжки резьбовых крепежных деталей, не­смотря на достаточный предварительный натяг. Если могут иметь место поперечные перемещения, предотвратить выворачивание и сохранить функцию соединения могут по­мочь контрящие устройства. Надлежащие меры включают:

  • предотвращение поперечных перемеще­ний посредством надежного стопорения по линии разъема;
  • применение упругих резьбовых крепеж­ных деталей;
  • большая полезная длина болта;
  • большой предварительный натяг;
  • применение подходящих контрящих устройств (стопорные или самоконтрящиеся элементы(см. рис.6 «Контрящиеся устройства«).

Контрящие устройства (примеры)

Выбор резьбы

 

Рис.7 Метрические резьбы по стандарту IS

 

Метрические резьбы по стандарту IS

Таблица 7. Метрическая стандартная резьба. Пример обозначения. М8 (номинальный диаметр резьбы 8 мм)

 

Метрическая стандартная резьба. Пример обозначения. М8 (номинальный диаметр резьбы 8 мм)

Таблица 8: Метрическая мелкая резьба. Пример обозначения: М8х 1 (номинальный диаметр резьбы 8 мм и шаг резьбы 1 мм)

 

Метрическая мелкая резьба. Пример обозначения: М8х 1 (номинальный диаметр резьбы 8 мм и шаг резьбы 1 мм)

Рис.8 Трубные резьбы для несамоуплотняющихся соединений (DIN ISO 228 часть 1); цилиндрические наружные и внутренние резьбы; номинальные размеры 

 

Трубные резьбы для несамоуплотняющихся соединений (DIN ISO 228 часть 1); цилиндрические наружные и внутренние резьбы; номинальные размеры 

Таблица 9. Пример обозначения: G1/2 (номинальный размер резьбы 1/2 дюйма)

 

Пример обозначения: G1/2 (номинальный размер резьбы 1/2 дюйма)

Рис. 9. Дюймовые трубные резьбы для труб и фитингов (DIN 2999); цилиндрические внутренние резьбы и конические внутренние резьбы; номинальные размеры (в мм)

 

Дюймовые трубные резьбы для труб и фитингов (DIN 2999); цилиндрические внутренние резьбы и конические внутренние резьбы; номинальные размеры (в мм)

Таблица 10. Дюймовые трубные резьбы отворота для труб и фитингов

 

Дюймовые трубные резьбы отворота для труб и фитингов

 

Область применения, для соединений труб, снабженных цилиндрической внутренней резьбой, с вентилями, Фитингами, резьбовыми фланцами и т.п., имеющими конические наружные резьбы.

В следующей статье я расскажу о динамике автомобиля.

 

Добавить комментарий

Ваш e-mail не будет опубликован. Обязательные поля помечены *