Расчет момента затяжки резьбовых соединений

В большинстве случаев для ответственных резьбовых соединений предусмотрен такой параметр как момент затяжки болтов. Это означает, что каждый конкретный болт или гайка, должны быть затянуты в определённом узле с точно измеренным усилием, для того чтобы можно было гарантировать надёжность его дальнейшей эксплуатации. Определение момента затяжки болтов возможно расчётным путём (что делается при разработке и проектировании оборудования и техники).

Для того, чтобы рядовые пользователи имели возможность без расчета момента затяжки болтов, избежать проблемы "свёрнутой" резьбы (особенно когда дело касается автомобилей, где принято затягивать каждый винт с предельно возможной силой) и, с другой стороны, не допускать самопроизвольного откручивания крепежа применяются динамометрические ключи. С использованием динамометрического ключа момент затяжки болтов головки измеряется с высокой точностью и даёт возможность самостоятельного качественного выполнения работ.

Этот инструмент по своей конструкции может быть измерительным или контрольно-измерительным.

Таблица 1. Практические моменты затяжек болтов из углеродистой стали

Основные типы крепежных деталей

Для соединения деталей можно применять болты, винты и шпильки (рис 16.7). Основным преимуществом болтового соединения является то, что оно не требует нарезания резьбы в соединяемых деталях.

Это особенно важно в тех случаях, когда материал детали не может обеспечить достаточную прочность и долговечность резьбы. Винты и шпильки применяют в тех случаях, когда по конструкции соединения постановка болта нерациональна.

При затягивании резьбовой пары детали прижимаются друг к другу с силой F_зат (рис 16.8). Со стороны деталей на головку болта и гайку действует также сила F_зат, которая через резьбу передается на стержень болта и вызывает его растяжение. Затяжка производится ключом с усилием F_кл, который создает момент T_кл=F_клL. Момент внешней силы F_кл уравновешивается моментом внутренних сил трения в резьбе и на торце гайки. Таким образом

где Т_р – момент трения в резьбе; Т_т— момент трения на торце гайки.

Болт находится в сложнонапряженном состоянии – скручивается и растягивается от осевой силы. Определим каждую из составляющих T_кл.

1. Определение момента трения на торце гайки.При затяжке резьбовой пары, когда торец гайки касается поверхности детали, возникает момент сил трения на поверхности гайки (рис 16.9). Введем допущение: усилие затяжки равномерно распределено по торцевой поверхности гайки. Под действием усилия F_зат на торце гайки возникает давление

где d– диаметр отверстия, D– диаметр под ключ. Проведем две концентрические окружности с радиусами r и r+dr. Выделяем элемент торца гайки dj . На этот элемент действует нормальная сила

где dS-площадь выделенного элемента. Рис.16.9

Элементарная сила трения определяется как

где f – коэффициент трения на торце гайки. Элементарный момент трения

Тогда момент трения на торце гайки определяется в виде

или .

2. Определение момента трения в резьбе. Рассмотрим взаимодействие гайки и витка резьбы болта, которое можно заменить действием груза на наклонную плоскость (рис 16.10,а). Развернем виток резьбы на плоскость.

Под действием сил F_зат, F_t и R тело находится в равновесии. Из треугольника сил (рис. 16.10,б) имеем

где b — угол подъема витка резьбы, r’ – угол трения.

Определим момент трения в резьбе

или.

Условия самоторможения резьбы

Самотормозящаяся резьба — это такая, в которой гайка удерживается под нагрузкой за счет сил трения. При свинчивании гайки сила трения F_тр меняет свое направление и условный груз находится в равновесии под действием сил F_зат, F_t и R (рис 16.11, а).

Из треугольника сил (рис 16.11,б)

Условие самоторможения F_t>0, то есть в самотормозящейся резьбе для свинчивания гайки нужно обязательно приложить усилие F_t. В несамотормозящейся резьбе это усилие не нужно, так как гайка будет сама откручиваться под действием усилия затяжки F_зат (вес груза), тогда или .

Для метрической крепежной резьбы (рис 16.12), тогда

где-приведенный коэффициент трения.

Угол тренияизменяется в зависимости от величины коэффициента трения в пределах от 6° (f=0,1) до 16° (f=0,3), а b лежит в пределах от 1,5° до 4°, т. е. все крепежные резьбы самотормозящиеся.

В прямоугольной ходовой резьбе сила F_n‘ перпендикулярна профилю витка, т.е. F_n‘=F_n (рис 16.13). Отсюда находим F_тр= F_n f= F_n‘f. В ходовых резьбах коэффициент трения ниже, чем в метрических f 0 (рис. 17.2) имеет максимум. Максимальное значение h можно определить из выражения (17.1), приравняв нулю производную . Получим h_max при .

Для увеличения угла подъема резьбы применяются в винтовых механизмах многозаходные резьбы. Обычно b не превышает 25 0 , так как дальнейший прирост КПД незначителен, а изготовление резьбы затруднено. Для повышения КПД винтовых механизмов применяют средства, снижающие трение в резьбе: антифрикционные материалы, смазку поверхностей, применение шариковых винтовых пар.

Распределение нагрузки по виткам резьбы

Рассмотрим схему винтовой пары (рис. 17.3).Основная осевая нагрузка F_зат винта передается через резьбу гайке и уравновешивается реакцией её опоры. При этом каждый виток резьбы нагружается соответственно силами

F₁, F₂,…, F_n, причем .

При равномерном распределении нагрузки в резьбе F₁=F₂=…= F_n= F_зат/n, где n— число витков резьбы, эпюра распределения нагрузки по виткам имела бы вид как на рис.17.3, а. В реальных условиях распределение осевой силы между витками резьбы было бы равномерным, если бы резьба была изготовлена абсолютно точно, не изнашивалась и податливость резьбы была бы значительно выше податливости винта и гайки. В действительности эти условия отсутствуют. Влияние податливости винта на распределение сил между витками удобно показать для случая ввинчивания винта в массивную деталь, приняв её недеформируемой. Изобразим условно каждую пару витков в виде балочек, защемленных между стержнем винта и телом гайки.

На рис. 17.4,а показано резьбовое соединение в ненагруженном состоянии — балочки, изображающие витки резьбы, не деформированы.

На рис. 17.4, б показано соединение, где податливость резьбы значительно больше податливости деталей, поэтому все витки имеют одинаковую деформацию и нагрузку.

На рис. 17.4, с показано соединение, у которого податливость стержня винта соизмерима с податливостью резьбы, поэтому нижние витки резьбы получили большее упругое перемещение, чем верхние, а сила между каждой парой витков винта и гайки по закону Гука пропорциональна упругим перемещениям этих витков. Неравномерность распределения нагрузки по виткам усугубляется тем, что витки на наиболее растянутой части винта сопряжены с витками, расположенными в наиболее сжатой части гайки. Например, в рассматриваемом случае винт растягивается, а гайка сжимается. При этом точки А, B, C и D винта и гайки перемещаются вниз соответственно на ΔA,ΔB,ΔC иΔD. Из – за растяжения участка AB винта имеем

ΔB ΔC, а разность между ΔAD и ΔBC уменьшится. Кроме того, в наиболее нагруженной зоне (внизу) висячая гайка обладает повышенной податливостью, что также способствует выравниванию нагрузки в резьбе.

Гайка со срезанными витками.

У такой конструкции резьбовой пары увеличена податливость нижних витков винта, так как они соприкасаются с гайкой не всей поверхностью, а только своими вершинами (рис. 17.6). Увеличение податливых витков в наиболее нагруженной зоне снижает нагрузку этих витков.

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском:

Хотел написать только момент для динамометрического ключа, но без объяснения обозначения прочности болтов не получится. Тогда начну с прочности:
На крепеже указывают класс прочности — два числа разделённых точкой: 3.6, 4.6, 4.8, 5.6, 5.8, 6.8, 8.8, 9.8, 10.9, 12.9. Первое число обозначает предел прочности материала на разрыв, выраженный в тоннах на квадратный сантиметр сечения. На пример диаметр сечения резьбы болта М10 — 8.5мм (наружный диаметр резьбы 10мм вычитаем из него глубину резьбы 1.5мм, глубина резьбы соответствует шагу резьбы — теоретически), соответственно площадь 0.5675 см2,

при маркировке 12.9 прочность на разрыв 0.5675*12=6.81 тонн. Цифра после точки это соотношение предела текучести к пределу прочности, выраженное в десятых долях, это соответствует максимальной рабочей нагрузке. Рекомендуемая нагрузка составляет 0.6-0.7 от предела текучести. Считаем дальше: (болт М10-12.9) предел текучести 6.81*0.9=6.129 т., а рекомендованная рабочая нагрузка не должна превышать 6.129*0.7=4.2903 т. То есть на этот болт можно повесить груз весом не более 4290кг. ;)))
Переходим к моменту затяжки резьбовых соединений: Есть универсальный метод для креплений общего назначения определяется по размеру ключа:

Момент затяжки в зависимости от класса прочности крепежа:

1кгс.м приблизительно равен 10Н.м. Точнее: 1 килограмм-сила-метр [кгс·м] = 9,80664999999931 ньютон-метр [Н·м], то есть для перевода КГс -> Нм надо КГс*9.814, для перевода Нм -> КГс надо Нм*0.1019 (исправлено, спасибо — serega-kadei)
При отсутствии динамометрического ключа, можно воспользоваться безменом, безмен закрепляем на конце ключа и тянем его строго перпендикулярно! Но для определения точного момента нам нужна следующая формула: А/В=С, где А-требуемый момент затяжки, В-длинна от центра резьбы до центра крепления безмена в метрах, С-показания безмена при котором будет обеспечен требуемый момент.

Считаем для болта М10х1.5 12.9 7.9кгс.м, длина ключа от центра резьбы до крепления безмена 22см: 7.9/0.22=35.9(кг)-показания безмена.
Для примера фото от MadCat-OdessaUA

Это основные параметры при затяжке резьбовых соединений.
Отраслевой стандарт можно прочитать по ссылке — gostrf.com/normadata/1/4293834/4293834701.pdf
ОСТ 37.001.031-72 — www.gostrf.com/normativ/1/4293834/4293834703.htm
Скрин из ОСТ

Сейчас появилось очень много крепежа под "звезду" — Torx
T1: 2-3 Ncm
T2: 7-9 Ncm
T3: 14-18 Ncm
T4: 22-28 Ncm
T5: 43-51 Ncm
T6: 75-90 Ncm
T7: 1.4-1.7 Nm
T8: 2.2-2.6 Nm
T9: 2.8-3.4 Nm
T10: 3.7-4.5 Nm
T15: 6.4-7.7 Nm
T20: 10.5-12.7 Nm
T25: 15.9-19 Nm
T27: 22.5-26.9 Nm
T30: 31.1-37.4 Nm
T40: 54.1-65.1 Nm
T45: 86-103.2 Nm
T50: 132-158 Nm
T55: 218-256 Nm
T60: 379-445 Nm
T70: 630-700 Nm
T80: 943-1048 Nm
T90: 1334-1483 Nm
T100: 1843-2048 Nm

Сейчас почти у всех есть смартфоны и для них есть много программ где есть таблицы с рекомендуемыми значениями. На пример я использую программу MechTab в ней много нужных мне табличных данных, но если нужна только таблица по моменту затяжки лучше поискать другие программы.

Всем удачи!
Запись редактирую и дополняю.

Комментарии 39

Это все хорошо, но… Вопрос про Затяжку распредвалов, бугелей. Там: Болт М6 класс 10,9 сталь, затяжка 11,8-13,7Нм (так и в мануале стоит у меня в РИО 2 JB ). Этот момент для резьбы стал-сталь. Но у нас ответная резьба алюминий, или сплав, особой разницы нет . Для болтов и гаек М6 из алюминия класс максимальный 5.8. Из вашей таблицы момент затяжки для алюминия М6 составляет 5Нм.
И каким же моментом безопасно мне затягивать распредвалы, — болт М6 в алюмишку, с 5Нм или 13Нм? Разбег большой, есть случаи, что при затяжке в 13-14Нм срывают резьбы, и именно в алюминии, а не болтов стальных.
Вот такая дилемма. На приорах затяжка 6-7Нм. На других иномарках максимум 10Нм для М6.

моментом, который в книжке указан.

В том то и дело. Много случаев, что с нашим моментом в 12-14 Нм срывают резьбы алюминиевые в голове.
Я лично затягивал от руки на чуйку. Так как с 13Нм моментом очень уж после упора проворачивает на большой градус. Для М6 страшновато. С первой затяжкой на заводе еще выдержит, а при повторном лотерея.

Быть не может, очепятка видимо. Вырвет к бубеням, хоть материал из титана.
14Нм(считай 14Кг) тянем ГБЦ на Газелях, Вазах.
Там болт М12х1.25, еще постараться надо затянуть.
Волга ЗМЗ-402 9-10 Кг, блок аллюминий.

Болт М6 простым ключиком тянем или маленькой трещеткой с головкой. На кой там — динамометр.

Не 14кг получается. А 14Нм это 1,4кг на метр.
Менял гидрики. Все от руки закручивал через маленький вороток-трещетку.
И так дельных ответов я не услышал.
Только прочитав несколько литератур, понял для себя алюминий хитрая штука. Если длинная резьба, то может вытерпеть. Но у нас витков 7 на М6- это мало, и думаю максимум там 6-7Нм можно.

Хорошая статья, но есть пару нюансов первый это ответная часть куда вкручивается тело болта, ее характеристики, второе что если ответная часть из мягкого металла то при многократном откручивании закручивании с нужным моментом резьба все равно страдает имхо. И лучше использовать шпильки вместо болтов)

Таки и шо мы имели сказать?

Безмен — это весы, а динамометр — прибор для измерения силы. Есть у нас на работе таблица стандартных моментов затяжки, там прописаны отдельно моменты для сухой резьбы, смазанной, для меди, латуни, самоконтрящихся гаек, но эти моменты не действуют для аммортизаторов, различных фланцев, фланцев с прокладками и т.п., там моменты прописаны в мануале отдельно для каждого случая, к тому же сюда ещё стоит добавить болты А2/А4-70 и А4-80. Так что на вопрос «а как мне затянуть эту фигню» могу только посоветовать прочитать мануал так как болт может быть 10.9, но вкручиваться в силумин, соответственно стандартный момент тут не проканает, ну или как раньше часто допускали ошибку при переборке карбюратора, когда стягивали половинки с применением богатырской силушки, из-за чего лапки на корпусе деформировались, что приводило к подсосу лишнего воздуха.

Вопрос. На Рио 2 в мануале для затяжки шеек распредвала указано 12-14 Нм. Болт М6 класс 10. 14Нм для сталь-сталь. А они вкручиваются в алюминий. Много случаев, что слизывают резьбу в алюминии. Каким правильным и безопасным моментом в этом случае затягивать? Сам лично провернул болт на успокоителе, не было инфы, и тянул 13нм, но нам указан 8 класс. Тут я сам сглупил, на класс болта не посмотрел.

Ну так как будем тянуть мотор на субару R2 ЕN07Е?