Презентация на тему "Резьбовые соединения 8 класс"

Содержание

• 
  Слайд 1

  Тема 4. СоединенияЗанятие 4/3Лекция № 13. Резьбовые соединения (РС)

  Вопросы, изложенные в лекции: Геометрия и кинематика РС. Силы в РС, передача энергии, стопорение РС. Прочностной расчёт РС. Учебная литература: Детали машин и подъемное оборудование. Под рук. Г.И. Мельникова - М.: Воениздат, 1980. стр. 299-325. Н.Г. Куклин и др. Детали машин: Учебник для техникумов / Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина, В.К. житков.- 5-е изд., перераб. и допол.- М.: Илекса, 1999.- с. 48…73. Соловьев В.И. Детали машин (Курс лекций. III часть). - Новосибирск: НВИ, 1997. стр. 30-78.

• 
  Слайд 2

  Определения:

  Резьбовые соединения – это разборные соединения с применением резьбовых крепёжных деталей (винтов, болтов, шпилек, гаек) или резьбовых элементов, выполненных на самих соединяемых деталях. Основным признаком резьбового соединения является наличие резьбы хотя бы на некоторых из деталей, входящих в соединение. Резьбой называют совокупность чередующихся выступов и впадин определённого профиля, расположенных по винтовой линии на поверхности тела вращения (обычно цилиндра или конуса).

• 
  Слайд 3
  

  Рис. 13.1. Образование винтовой линии (а) и треугольной резьбы (б). d – диаметр несущего цилиндра (наружный диаметр резьбы); ph – ход винтовой линии; – угол подъёма винтовой линии.

• 
  Слайд 4
  

  Достоинства резьбовых соединений: 1) возможность создания больших осевых нагрузок при малых усилиях на инструменте; 2) возможность фиксации в затянутом состоянии (самоторможение); 3) удобство сборки и разборки с применением стандартных инструментов; 4) простота конструкции и возможность точного изготовления; 5) наличие широкой номенклатуры стандартных крепёжных изделий (винты, болты гайки); 6) низкая стоимость крепёжных изделий благодаря массовости и высокой степени автоматизации производства; 7) малые габариты в сравнении с соединяемыми деталями. Недостатки резьбовых соединений: 1) высокая концентрация напряжений в дне резьбовой канавки; 2) значительные энергопотери в подвижных резьбовых соединениях (низкий КПД); 3) большая неравномерность распределения нагрузки по виткам резьбы; 4) склонность к самоотвинчнванию при знакопеременных нагрузках; 5) ослабление соединения и быстрый износ резьбы при частых сборках и разборках.

• 
  Слайд 5

  Классификация резьб:

  1) по эксплуатационному назначению – крепёжная, крепёжно-уплотняющая, ходовая (для преобразования движения), специальная (например, ниппельная); 2) по форме поверхности, несущей резьбу – цилиндрическая и коническая; 3) по форме профиля резьбы в поперечном сечении нарезки (рис. 13.2) треугольная, трапецеидальная, упорная, прямоугольная, круглая; 4) по расположению – наружная и внутренняя; 5) по величине шага нарезки нормальная (с крупным шагом нарезки) и мелкая (с уменьшенным шагом нарезки); 6) по направлению нарезки правая (применяется чаще) и левая; 7) по числу заходов (по количеству параллельных гребешков движущихся вдоль одной и той же винтовой линии) – одно-, двух-, трёх-, и т.д., многозаходная; 8) по исходной метрической системе – метрическая и дюймовая.

• 
  Слайд 6
  

  Рис. 13.2. различные профили резьб:а – треугольный; б – трапециедальный; в – упорный; г прямоугольный; д круглый. Рис. 13.3. Профиль нарезки метрической резьбы. Дюймовая крепёжная резьба по внешнему виду подобна метрической. Профиль дюймовой резьбы в диаметральном сечении имеет вид равнобедренного треугольника с углом при вершине  = 55. Вместо шага для этой резьбы задаётся число витков (ниток) на один дюйм длины (1 дюйм = 25,4 мм). Рис. 13.4. Профиль нарезки трубной резьбы.

• 
  Слайд 7

  Резьба метрическая

  Основные геометрические параметры метрическойрезьбы : d номинальный диаметр резьбы (наружный диаметр болта или винта) обозначается буквой М и цифрой, равной d в мм, например,М5, М8, М24; d1 – внутренний диаметр резьбы гайки; d3 внутренний диаметр резьбы винта; d2 средний диаметр резьбы; p шаг резьбы – расстояние между соседними гребнями резьбы; ph ход резьбы – расстояние между соседними гребнями резьбы, принадлежащими одному гребню нарезки;   угол профиля резьбы;   угол подъёма резьбы. Для нормальных (с крупными шагами) метрических резьб, имеющих диаметр в интервале 2…68 мм, внутренний диаметр можно вычислить по эмпирической формуле:

• 
  Слайд 8

  Силы в РС

  Рис. 13.9. Силы в винтовой кинематической паре Скорость движения гайки вверх при вращении винта по часовой стрелке с угловой скоростью 1: Сила трения в витках: где f - коэффициент трения в витках резьбы. Тогда тангенциальная сила на витках винта и осевая сила на витках гайки связаны соотношением: где  - угол трения в витках резьбы.

• 
  Слайд 9
  

  Рис. 13.10. Силы на витках резьбы при  =0:а) прямоугольная резьба;б) треугольная резьба. Приведённый коэффициент трения для треугольной резьбы: А приведённый угол трения: Из представленных соотношений видно, что с точки зрения удержания резьбового соединения в затянутом положении наиболее надёжной является метрическая резьба, а с точки зрения уменьшения потерь энергии в подвижных винтовых кинематических парах наилучшей является прямоугольная резьба (см. табл).

• 
  Слайд 10
  

  Таблица 13.1. Влияние профильного угла резьбы /2 на величину приведённых коэффициента и угла трения.

• 
  Слайд 11

  КПД винтовой пары

  При ведущем вращательном движении При ведущем поступательном движении Вывод: Если угол подъема винтовой линии резьбы  ≤ ’приведенного угла трения,преобразование поступательного движения во вращательное невозможно.

• 
  Слайд 12

  Стопорение резьбовых соединений

  Стопорение резьбового соединения применение любого из приёмов борьбы с самоотвинчиванием резьбовых соединений. Виды стопорения резьбовых соединений: 1) создание повышенных усилий трения между витками резьбы винта и гайки (пружинные шайбы, гайки с контргайками, предварительно обжатые гайки, гайки с пластмассовой вставкой, свинчивание на краску или клей и т.п.); 2) жёсткая взаимная фиксация свинченных деталей друг относительно друга (шплинты и корончатые гайки, обвязка проволокой, отгибные шайбы с усиками, пружинные кольца с усом, кернение в резьбу, обварка в резьбу и т.п.); 3) фиксация резьбовых деталей относительно скрепляемых деталей (отгибные шайбы на корпус, закрепление головки болта в канавке корпуса или фланца, прихватка к корпусу или фланцу сваркой и т.п.).

• 
  Слайд 13
  

  Рис. 13.11. Некоторые способы стопорения резьбовых соединений:а) установкой пружинной шайбы; б) пружинная шайба в свободном состоянии; в) коронная гайка со шплинтом; г) отгибная шайба с усом; д) обвязка болтов проволокой; е) раклёпывание выступающего конца болта; ж) кернение в резьбу; з) прихватка сваркой в резьбу.

• 
  Слайд 14

  Прочностной расчёт РС.

  Обозначение прочностных характеристик стальных крепёжных резьбовых деталей стандартизовано и состоит из двух цифр, разделённых точкой (в некоторых документах точка не ставится): первая цифра представляет предел прочности материала b, выраженный в МПа и поделённый на 100; вторая цифра (стоящая после точки) равна отношению предела текучестиt материала к его пределу прочности умноженному на 10. В стандарте представлены 12 классов прочности:3.6; 4.6; 4.8; 5.6; 5.8; 6.6; 6.8; 6.9; 8.8; 10.9; 12.9; 14.9. Пример обозначения стандартного болта в спецификации к сборочному чертежу: Болт М10-6g100.58.ГОСТ 7798-70. При особых требованиях к материалу в обозначение вводится марка стали, например: Болт М10-6g100.58-4Х13. ГОСТ 7798-70 (необходима повышенная кислотостойкость болта).

• 
  Слайд 15
  

  При затяжке резьбового соединения и в процессе его последующей работы в деталях соединения действуют самые разнообразные напряжения. Так, например, под действием осевой силы в болтовом соединении сечение тела болта нагружено растягивающими напряжениями, в переходной области между телом и головкой возникают касательные напряжения, а в витках резьбы напряжения изгиба, смятия и среза одновременно. Таким образом, прочность элементов резьбового соединения является основным критерием работоспособности. Часто наблюдается обрыв тела винта в области первых одного-двух витков резьбы, считая от опорного торца гайки. У соединений с мелкими резьбами возможен срез витков резьбы. Стандартные болты, винты шпильки, гайки с крупными шагами спроектированы по условиям равнопрочности, то есть таким образом, что разрушение по любому из видов напряжений может произойти приметно при одной и той же нагрузке на соединение. Это условие позволяет предварительный (проектный) расчёт соединения выполнять в упрощенном варианте.

• 
  Слайд 16

  Расчетные схемы и формулы

  Рис. 13.12. Болтовое соединение, нагруженное растягивающей силой. Внутрений диаметр резьбы резьбового стержня по заданному внешнему усилию выбирают по формуле: где F0 – усилие воспринимаемое резьбовым соединением, d1 – внутренний диаметр резьбовой части стержня, []p - допускаемые напряжения для материала стержня при растяжении.

• 
  Слайд 17
  

  Рис. 13.13. Болтовое соединение, нагруженное поперечной силой(детали от взаимного смещения удерживаются силой трения) Внутренний диаметр резьбы резьбового стержня по заданному внешнему усилию выбирают по формуле: Где f – коэффициент трения для контактирующих поверхностей деталей, остальные величины определены выше. Используя таблицы стандартных резьб по данному внутреннему диаметру и выбранному шагу резьбы можно подобрать необходимый диаметр стержня.

• 
  Слайд 18
  

  Рис. 13.14. Соединение деталей призонным болтом, нагруженное поперечной силой. В этом случае тело болта нагружается перерезывающей силой, и диаметр призонной части болта определяется из расчёта на срез: где z – число плоскостей среза; []  (0,2…0,3)Т– допускаемые напряжения материала болта на срез. За диаметр резьбовой части болта принимают ближайший стандартный диаметр резьбы, меньший диаметра цилиндрической части.

• 
  Слайд 19
  

  Более сложными расчетными схемами резьбовых соединений являются статически неопределимые схемы. В таких схемах долю нагрузки, приходящейся на каждый болт (винт, шпильку), определить непосредственно из уравнений статики (уравнений равновесия) не представляется возможным. Расчёт таких резьбовых соединений выполняется с учётом дополнительных условий, наиболее часто таким дополнительным условием является условие совместности деформаций, учитывающее как деформацию резьбовых деталей соединения, так и деформацию соединяемых деталей. Наиболее часто встречающимися задачами такого рода можно считать задачи: 1) расчет группового соединения, воспринимающего моментную нагрузку; 2) проверка способности соединения воспринимать переменную нагрузку; 3) проверка соединения на нераскрытие стыка; 4) проверка соединения на восприятие температурной нагрузки.

• 
  Слайд 20
  

  В качестве примера рассмотрим расчет стыкового соединения крышки с корпусом ресивера (рис.13.15). Рис. 13.15. Болтовое соединение корпуса и крышки ресивера При сборке соединения (рис. 13.15 а) каждый из болтов нагружается усилием затяжки F0. Под действием этого усилия болт получает удлинение lБ=F0б, а стягиваемые детали сжимаются, получая укорочение lд=F0д, где б и д податливость болта и стягиваемых деталей, соответственно. Податливость  способность деформироваться, свойство противоположное жёсткости, в системе СИ его размерность м/Н. После заполнения ресивера газом под давлением pг оно стремится оторвать крышку от цилиндра ресивера, дополнительно нагружая болты резьбового соединения и одновременно разгружая сжатые при затяжке болтов детали. Величина приходящейся на каждый болт нагрузки найдётся из соотношения ; (13.15)

• 
  Слайд 21
  

  где D – внутренний диаметр ресивера; pг – давление газа в ресивере; z – число болтов, крепящих крышку ресивера. Под действием этого усилия болт получит дополнительное удлинение l, а так как сжимаемые детали и болт с гайкой находятся в непосредственном контакте, то на эту же величину возрастёт длина сжатых деталей, напряжения сжатия в которых за счёт этого уменьшатся. Долю рабочей нагрузки, затраченную на удлинение болта, обозначим  (читается «хи»), тогда на удлинение сжатых деталей будет затрачена оставшаяся (1-) часть рабочей нагрузки. Условие совместности деформации в этом случае запишется как ; (13.16) где l– удлинение болта равное удлинению стягиваемых деталей; б – податливость болта; д – податливость соединяемых деталей. Из равенства (13.16) получаем . (13.18) Полная нагрузка на болт в этом случае . (13.19)

• 
  Слайд 22
  

  Анализируя (13.18) и (13.19), видим, что чем выше податливость болта ( ), тем меньшая доля рабочей нагрузки приходится непосредственно на болт. При проектном приближённом расчёте принимают: для стальных и чугунных деталей, стягиваемых без прокладки, =0,2…0,3; для таких же деталей, но при наличии между ними упругой прокладки, (поранит, картон, тонкая листовая резина и т.п.) =0,4…0,5. Совместность деформации стягиваемых деталей и болтов будет сохраться до тех пор, пока удлинение сжатых деталей, вызванное рабочей нагрузкой, не сравняется по величине с их укорочением, созданным при предварительной затяжке резьбы, то есть до момента, когда . (13.20) При превышении рабочей нагрузкой значения, полученного в (13.20), крышка ресивера отойдёт от фланца корпуса (освободит прокладку) и между стягиваемым деталями появится зазор, то есть произойдёт раскрытие стыка нарушится плотность соединения.

• 
  Слайд 23
  

  . (13.21) В практических расчетах с целью обеспечения нераскрытия стыка принимают ; (13.22) где Kзат – коэффициент запаса затяжки болтового соединения: при статической нагрузке Kзат = 1,25…2,0, при меняющейся нагрузке Kзат = 2,5…4,0. В качестве расчётной нагрузки болта с учётом напряжений кручения, возникающих при затяжке соединения, принимается , (13.23) или с учетом (13.22) , (13.24)