Разъёмные соединения. 
Конструкция автомобилей и тракторов

Разъёмными называются соединения, разборка которых происходит без нарушения целостности составных частей изделия. Они могут быть как подвижными, так и неподвижными.

Резьбовые соединения

Резьбовым называют соединение составных частей с применением деталей, имеющих резьбу.

Резьба представляет собой чередующиеся выступы и впадины на поверхности тела вращения, расположенные по винтовой линии. Основные понятия, относящиеся к резьбам общего назначения, стандартизированы.

Классификация резьб. Резьбы классифицируются по следующим признакам: по форме профиля — треугольная, трапецеидальная, упорная, круглая и т. п.; по форме поверхности — цилиндрическая, коническая; по расположению — наружная, внутренняя; по числу заходов — однозаходная, многозаходная; по направлению заходов — правая, левая; по величине шага — с крупным, с мелким; по эксплуатационному назначению — крепёжная, крепёжно-уплотнительная, ходовая, специальная.

Основные геометрические параметры резьбы (рис.

Рис. 81. Основные геометрические параметры резьбы.

81). Диаметры резьбы (винта и гайки) — наружный d, D средний d_2y D₂ внутренний d_h ?>/. Диаметры винта, как охватываемой детали, обозначаются малыми буквами, а диаметры гайки, как охватывающей детали — большими. Номинальные значения одноименных диаметров равны. На поверхности воображаемого цилиндра диаметром d₂ ширины выступов и впадин резьбы одинаковы.

Профиль резьбы — это профиль выступа и канавки резьбы в плоскости её осевого сечения. Профиль резьбы характеризуется следующими размерами:

• — высотой исходного треугольника Я, то есть треугольника, вершины которого образуются точками пересечения продолженных боковых сторон профиля резьбы;
• — рабочей высотой профиля резьбы Н_ь равной длине проекции участка перекрытия профилей сопрягаемых наружной и внутренней резьб на перпендикуляр оси резьбы.

Угол профиля а — угол между смежными боковыми сторонами резьбы осевого сечения.

Шаг резьбы р — расстояние между соседними одноимёнными боковыми сторонами профиля в направлении, параллельном оси резьбы; число заходов п — число сбегающих витков на торце винта (болта); ход резьбы p_h= р-п — величина относительно осевого перемещения гайки или винта (болта) за один оборот. Для однозаходных резьб понятия шаг и ход совпадают.

По форме профиля резьбы подразделяются на следующие типы:

метрическая резьба (рис. 82, а) является основной треугольной резьбой. Она характеризуется углом профиля, а = 60°, срезом по прямой вершин профиля резьбы гайки и винта (болта). Метрические резьбы бывают с крупным (основная резьба) и мелким шагом;

— трапецеидальная резьба (рис. 82, б) является основной резьбой для передач винт-гайка. Она имеет угол профиля 30°. Трапецеидальная резьба имеет меньшие потери на трение, чем треугольная, удобна в изготовлении;

упорная резьба (рис. 82, в) используется для винтов с большой односторонней осевой нагрузкой в прессах, нажимных устройствах, грузовых крюках и т. д. Профиль витков — несимметричный трапецеидальный. Угол наклона рабочей стороны равен 3°, нерабочей — 30°;

— трубная резьба (рис. 82, г) применяется для соединения труб и арматуры трубопроводов и представляет собой мелкую дюймовую резьбу. Она выполнена с закруглениями профиля и без зазоров по выступам и впадинам для лучшего уплотнения.

Кроме рассмотренных резьб применяются:

— дюймовая резьба, в которой вместо шага задается число ниток на дюйм, а угол профиля резьбы равен 55°;

Рис. 82. Типы резьб: а — метрическая; б — трапецеидальная; в — упорная; г — трубная.

• — коническая резьба обеспечивает герметичность без специальных уплотнений; она применяется для соединения труб, установки пробок, маслёнок и т. п. Применяются три резьбы с конусностью 1:16 — метрическая с углом профиля 60°; трубная с углом профиля 55° и дюймовая с углом профиля 60°;
• — круглая резьба применяется, главным образом, для винтов, подверженных большим динамическим нагрузкам, а также для работы в загрязнённой среде. Профиль круглой силовой резьбы состоит из дуг, связанных короткими участками прямой; угол профиля равен 30°.

Крепёжные резьбовые соединения и их детали. К крепёжным соединениям относятся болты, винты, шпильки, гайки, детали трубопроводов.

Болт — это цилиндрический стержень с резьбой, имеющий головку. Нарезной частью стержня болт ввинчивается в гайку. Стандартное болтовое соединение двух деталей состоит из болта 1 (рис. 83, а), гайки 2 и шайбы 3. При монтаже соединения болт от вращения удерживается за головку 4 гаечным ключом, а при вращении гайки другим ключом соединяемые дета-ли сжимаются между гайкой и головкой болта.

Для предотвращения повреждения детали вращающейся гайкой устанавливается шайба. Болтовое соединение применяется для соединения деталей небольшой толщины и при наличии места для размещения головки болта, гайки и гаечного ключа.

Рис. 83. Типы резьбовых соединений: а — болтовое; б — винтовое; в — шпилечное.

Винт — это болт, ввинчивающийся в одну из соединяемых деталей (рис. 83, б), в которой имеется резьбовое отверстие.

В зависимости от размеров и назначения болты и винты имеют головки: шестигранные, цилиндрические с внутренним шестигранником, цилиндрические с прорезью под отвертку, потайные и др.

Шпилька — цилиндрический стержень, имеющий резьбу с обеих сторон. При соединении шпильку 5 (рис. 83, в) ввертывают в деталь с резьбовым отверстием, а на другой ее конец навинчивают гайку.

Расчёт резьбовых соединений. Основным критерием работоспособности крепёжных резьбовых соединений является прочность.

Рис. 84. Крепление крюка.

Для стандартных крепёжных деталей в качестве главного критерия работоспособности принимается прочность стержня на растяжение и по ней ведут расчёт болтов, винтов и шпилек.

Расчёт незатянутых болтов. Примером незатянутого резьбового соединения является крепление крюка подъёмного механизма (рис. 84).

Под действием силы Q стержень диаметром d крюка работает на растяжение, а опасным будет сечение, ослабленное нарезкой, с диаметром, равным внутреннему диаметру резьбы d. Условие прочности нарезной части стержня на растяжение имеет вид.

Из данной формулы определяется расчётный диаметр резьбы d> то есть.

По найденному значению расчетного диаметра по ГОСТу подбирается крепёжная резьба.

Рис. 85. Расчетная схема нагружения болта крепления головки иилинлоов.

Расчёт затянутых болтов. Примером затянутого болтового соединения является крепление головки цилиндров двигателя внутреннего сгорания с блоком цилиндров с прокладкой, где для создания герметичности необходимо создать силу затяжки Q (рис. 85). В этом случае стержень болта растягивается силой Q и скручивается моментом М_р в резьбе. При одновременно действующих осевой силе и скручивающем моменте болт рассчитывается на прочность по эквивалентному (приведенному) напряжению. Эквивалентное напряжение для метрических резьб в среднем на 30% больше напряжения растяжения, то есть о_э«=1,За_р или Q_3Kt = 1,30. В связи с этим вместо расчёта болта на сложное напряжение (напряжение растяжения а_р и напряжение скручивания т_к) можно произвести расчёт его на растяжение, принимая не заданное усилие затяжки Q, а в 1,3 раза больше, то есть.

откуда внутренний диаметр резьбы будет.

Расчёт болтовых соединений, нагруженных поперечной силой.

Рис. 86. Расчет болтов, установленных с зазором: а — основная схема; б — с усилением штифтом.

Возможны два варианта таких соединений: установка болта с зазором; и установка болта без зазора.

1. Болтовое соединение с установкой болта с зазором. В этом случае болт работает на растяжение (рис. 86, а). Затяжка соединения силой Q создает силу трения, уравновешивающую внешнюю силу F, приходящуюся на один болт, то есть.

где i — число плоскостей сцепления;

/- коэффициент сцепления.

Для схемы, показанной на рис. 86, а количество плоскостей сцепления I «2. С целью гарантии минимальную силу затяжки увеличивают на величину коэффициента запаса сцепления К = 1,3… 1,5. Тогда сила Q будет.

Принимая во внимание, что для затянутых болтов Q>_a = 1,3Q, расчётный (внутренний) диаметр болта d будет.

В рассматриваемом варианте соединения сила затяжки до пяти раз может превосходить внешнюю силу и поэтому диаметры болтов получаются большими. Во избежание этого такие соединения, как правило, разгружают установкой шпонок, штифтов (рис. 86, б) и т. п.

2. Болтовое соединение с установкой болта без зазора (рис. 87).

Рис. 87. Расчет болтов, установленных без зазора.

В этом случае болт повышенной точности устанавливают в развёрнутые отверстия соединяемых деталей и он работает на срез и смятие. Условия прочности такого болта имеют вид:

на срез

на смятие

где / - число плоскостей среза;

dob — условная площадь смятия.

Для приведенной схемы / = 2. Если толщина детали 6>(б, + б₂), то в расчёт (при одинаковом материале) принимается меньшая величина. Диаметр болта определяется из условия прочности на срез, то есть.

После определения диаметра болта производится проверочный расчёт на смятие.

Допускаемые напряжения. Поскольку болты, винты и шпильки изготавливают из пластичных материалов, поэтому допускаемые напряжения при статической нагрузке определяются в зависимости от предела текучести материала, а именно:

— при расчёте на растяжение.

— при расчёте на срез

— при расчёте на смятие

где [л] - допускаемый коэффициент запаса прочности.

Ориентировочно при статической нагрузке крепёжных деталей из углеродистой стали допускаемый коэффициент запаса прочности составляет: для незатянутых соединений [п] = 1,5… 2 в общем машиностроении и [и] = 3… 4 для грузоподъёмного оборудования; для затянутых [л] =.

1,3… 2 при контролируемой затяжке и [л] = 2,5… 3 при неконтролируемой затяжке.