Критерии работоспособности

И РАСЧЕТ РЕЗЬБОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ [1, 2, 3]

Опыт эксплуатации машин, аппаратов и приборов показал, что отказы соединений обычно происходят из-за разрушения резьбовых деталей и разгерметизации (раскрытия) стыков.

Разрушение соединений, выполненных стандартными резьбовы­ми деталями происходит, как правило, из-за поломок болтов и шпи­лек по резьбовой части. Реже встречаются поломки болтов под го­ловкой и срез емкое резьбы в гайке (корпусе) и на болте (винте, шпильке).

Потеря плотности стыков происходит, как правило, из-за недостаточной силы предварительной затяжки резьбовых деталей.

Таким образом, прочность резьбовых деталей и плотность соединения являются основными критериями работоспособности резьбовых соединений.

При всем многообразии конструкций резьбовых соединений и действующих на них внешних нагрузок (силы, моменты) в подавляющем большинстве расчет ведут по одной из трех расчетных схем одиноч­ного соединения.

1. Болт (винт) установлен в отверстиях соединяемых деталей без зазора по посадке в отверстие (рис. 1, а), калиброванное раз­верткой. Рекомендуется посадка Н9/h8, H7/js6, Н7/k6, H7/m6, а при переменных нагрузках Н8/р6. Шероховатость поверхностей Ra ≤ 1,6 мкм.

Соединение нагружено поперечной силой F, сдвигающей соеди­няемые детали. Разрушение может произойти в результате среза стержня болта в сечениях, лежащих в плоскости стыка деталей, а также смятия стенок отверстия или болта.

а б

Рис. 1. Установка болта в отверстие соединяемых деталей:

без зазора по посадке (а), с зазором (б)

Условие прочности стержня на срез

(1)

где - диаметр сечения стержня в плоскости стыка деталей;

i - число срезов (плоскостей стыка деталей);

- допускаемые напряжения среза для материала стержня болта (винта).

(2)

Болт и поверхности отверстий соединяемых деталей проверяют по направлениям смятия

где - меньшая из длин поверхностей болта, работающих на смятие. Для конструкции, изображенной на рис. 1, а,

- допускаемые напряжения смятия, МПа.

Область применения таких соединений ограничена в основном соединениями тонкостенных деталей по технологическим соображениям. Сложность изготовления беззазорного соединения в условиях произ­водства вынуждает устанавливать болты (винты) с небольшими натяга­ми (до 0,015 ), что существенно удорожает сборку соединения.

2. Болт (винт) установлен в отверстия соединяемых деталей с зазором (рис. 1, б).

Для исключения смещения деталей под действием внешней попе­речной силы F должно быть выполнено условие

(3)

где - сила трения на поверхностях стыка деталей,

(4)

где - коэффициент трения в стыке деталей (для стальных дета­лей f = 0,18-0,20; для чугунных деталей и деталей из легких сплавов f = 0,15-0,20);

- усилие затяжки болта (винта);

n - число стыков соединяемых деталей. Из решения (3) и (4) требуемое усилие затяжки

где - коэффициент запаса сцепления при статической нагрузке = 1,3 - 1,5; при переменной нагрузке = 1,6 - 2,0. Стержень болта (винта, шпильки) рассчитывают на растяжение с учетом скручивания при затяжке.

Расчетная нагрузка

Условие прочности болта

(5)

где - внутренний диаметр резьбы.

3. При действии внешней нагрузки, перпендикулярной стыку (рис. 2), расчетное усилие из условия нераскрытия стыка

, (6)

a б

Рис. 2. Резьбовое соединение при действии внешней нагрузки,

раскрывающей стык, выполненное шпилькой (а) и винтом (б)

где F - внешняя нагрузка на резьбовую деталь;

V - коэффициент запаса по плотности стыка (V = 1,25-2 при F = const, V = 2,5-4 при F ≠ const );

χ - коэффициент внешней нагрузки,

, (7)

где , - осевые податливости соединяемых деталей и деталей системы болта соответственно.

Для болтов (винтов) переменного сечения податливость деталей системы болта [I]

, (8)

где - длина i-го участка болта;

- модуль упругости материала болта ( = 2,1*10⁵ МПа для стали);

- площадь поперечного сечения i-го участка болта. Для участка с резьбой площадь поперечного сечения опреде­ляется по среднему диаметру - ;

- податливость резьбы,

, (9

где Р - шаг резьбы;

d, - номинальный и средний диаметр резьбы;

Е - приведенный модуль упругости материалов болта и гайки (корпуса для соединения винтом),

где - модуль упругости материале гайки (корпуса); - податливость головки болта (винта),

,

где h - высота головки.

Податливость шайбы

(10)

где и - соответственно наружный и внутренний диаметры шайбы; - толщина шайбы.

Для шпилек (рис. 2, а) податливость определяют по формуле (8), в которой вместо подставляют податливость резьбового соеди­нения шпилька-корпус, которую подсчитывают по формуле (9).

Податливость соединяемых деталей определяют в предположе­нии, что они деформируются в пределах так называемого конуса дав­ления (рис. 3). На основании данных экспериментальных исследо­ваний tgα = 0,4 - 0,5.

Податливость детали в пределах одного конуса [1]

, где S - размер под ключ для шестигранной гайки (головки), диаметр опорной поверхности круглой гайки (головки) или наружный диаметр шайбы;

- диаметр отверстия под болт;

- толщина детали;

С - числовой коэффициент, С = 1 для одной детали. Для случая, когда болт соединяет две детали с одинаковым модулем упругости, С = 2, а = l/2 (где l - сум­марная толщина соединяемых деталей) (рис. 3, а).

а б

Рис. 3. Конусы давления в соединениях болтом (а) и шпиль­кой (б)

При наличии прокладки между соединяемыми деталями податливость деталей

(12)

где - податливость деталей (фланцев) по формуле (11);

- податливость прокладки,

, (13)

где - толщина прокладки;

- модуль упругости материала прокладки;

- площадь прокладки;

l - толщина детали, l = min{l₁, l₂}.

При мягкой прокладке (например, резиновой) , при­чем податливость прокладки определяют по всей площади прокладки, приходящейся на один болт (винт, шпильку). По расчетной нагруз­ке, подсчитанной по (б), стержень болта (винта, шпильки) рассчи­тывают на растяжение с учетом скручивания по условию прочности (5).