Мархель И.И. Детали машин

Подождите немного. Документ загружается.

13.3. Метрическая резьба является основной крепежной резьбой. Она имеет треугольный профиль

с углом α = 60°; диаметр и шаг измеряются в миллиметрах. Метрические резьбы бывают с

крупным и мелким шагом (табл. 13.1). Метрическую резьбу с крупным шагом (р = 1 ÷ 6 мм)

применяют при диаметрах d = 1 ÷ 68 мм. При обозначении на чертежах наружный диаметр указывают в

миллиметрах. Резьбы с малым шагом применяют, в частности, при изготовлении резьбовых

тонкостенных деталей.

Таблица 13.1. Метрическая резьба (размеры, мм)

d* Резьба с крупным шагом С мелким шагом

Р d

Р d\

6 1 4,918 5,350 0,75 5,188 5,513

8 1,25 6,647 7,188 1 6,918 7,350

10 1,5 8,376 9,026 1,25 8,647 9,188

12 1,75 10,106 10,863 10,647 11,188

(14) 2 11,835 12,701 1,5 12,376 13,026

16 2 13,835 14,701 1,5 14,376 17,026

(18) 2,5 15,294 16,376 1,5 16,376 1-7,026

20 2,5 17,294 18,376 1,5 18,376 19,026

(22) 2,5 19,294 20,376 1,5 20,376 21,026

24 3 20,752 22,051 2 21,835 22,701

(27) 3 23,752 25,051 2 27,835 28,701

Примечание. В таблице приняты следующие обозначения: d — наружный диаметр резьбы (болта); р — шаг резьбы; d

—

внутренний диаметр наружной резьбы; d

— средний диаметр наружной резьбы.

По рис. 13.2, а дайте дополнительную характеристику метрической резьбе. Запишите

обозначение правой резьбы с крупным (р = 3 мм) и мелким шагом (р = 2 мм), если диаметр винта

(болта) d =24 мм.

13.4. Дюймовая резьба (см. рис. 13.2, б) относится к крепежной резьбе.

В СНГ ее применяют только для резьбовых деталей старых, а также импортных машин (США и др.).

Дюймовая резьба характеризуется тем, что имеет треугольный профиль с углом а = 55°, а диаметр

измеряется в дюймах, шаг — числом ниток резьбы на длине в 1".

Эта резьба была стандартизована для наружных диаметров d= 3/16" — 4" и числом ниток на 1" от 28

до 3. В настоящее время этот стандарт отменен. При обозначении дюймовой резьбы наружный диаметр

указывают в дюймах.

Можно ли применять дюймовую резьбу при проектировании новых машин? Почему?

Запишите обозначение этой резьбы на чертеже, если диаметр нарезаемой части винта равен

одному дюйму.

13.5. Трубную цилиндрическую (рис. 13.2, в) и трубную коническую (рис. 13.2, д) резьбы

используют как крепежно-уплотняющие. Они представляют собой мелкие дюймовые резьбы (число

ниток резьбы на 1" — от 28 до 11), нарезаемые в основном на трубах и арматуре трубопроводов

с,внутренним диаметром d

тp

= '/

" ÷ 6". Для лучшего уплотнения резьбу выполняют с закругленным

треугольным профилем без зазоров по выступам и впадинам. Условное обозначение резьбы дается по

внутреннему диаметру (в дюймах) трубы, на которой она нарезана.

Коническая дюймовая резьба является разновидностью дюймовой резьбы, нарезаемой на

конических поверхностях резьбовых изделий, с наружным диаметром d=

" ÷ 2", используется как

крепежно-уплотняющая резьба. Конические резьбы обеспечивают герметичность соединения резьбовых

деталей без специальных уплотнений. Применение конической резьбы позволяет резко уменьшить

время (угол относительного поворота винта и гайки) завинчивания и отвинчивания, что часто имеет

решающее значение для быстроразборных соединений.

13.6. Прямоугольная резьба (см. рис. 13.2, ж) относится к резьбам для передачи движений под

нагрузкой; имеет прямоугольный или квадратный профиль; диаметр и шаг измеряют в миллиметрах.

Прямоугольная резьба не стандартизована и применяется сравнительно редко. Ее заменяют трапе-

цеидальной — более удобной в изготовлении.

13.7. Трапецеидальную резьбу (см. рис. 13.2, з) широко применяют в передачах винт-гайка. Она

имеет симметричный трапецеидальный профиль с углом профиля а = 30°. Для червяков червячных

передач угол профиля α = 40°. По сравнению с прямоугольной трапецеидальная резьба при одних и тех

же габаритах имеет большую прочность, более технологична в изготовлении. Трапецеидальная резьба

при использовании гайки, разъемной по осевой плоскости (например, у ходовых винтов станков),

позволяет выбирать зазоры путем радиального сближения половин гайки при ее изнашивании.

Размеры некоторых трапецеидальных резьб приведены в табл. 13.2. При обозначении указывают

тип, наружный диаметр и шаг резьбы в миллиметрах.

Таблица 13.2. Трапецеидальная резьба (размеры, мм)

d\ d Р

16 2 4 15

13,5

11,5

50 3

48,5

46,5

20 2 4 19

17,5

15,5

(55) 3

53,5

51,5

3 25 23,5 3 58,3 56,5

26 5 23,5 20 60 8 56 51

8 22 17 12 54 47

3 30,5 28,5 4 68 65,5

32 6 29 25 (70) 10 65 59

10 27 21 16 62 53

Примечание. Обозначения параметров резьбы см. табл. 13.1.

В какой резьбе, в треугольной или трапецеидальной, меньше потери на трение?

Обозначим трапецеидальную резьбу с шагом 10 мм, если наружный диаметр 80 мм. Обозначение

трапецеидальной резьбы: Тг 80 х 10.

13.8. Упорную резьбу (см. рис. 13.2, и) применяют в нажимных винтах с большой односторонней

осевой нагрузкой. Эта резьба имеет несимметричный трапецеидальный профиль (угол наклона рабочей

части профиля 3°, нерабочей 30°). Закругление (см. размер е, рис. 13.2, и) повышает прочность винта.

Условное обозначение упорной резьбы для наружного диаметра 80 мм и шага 16 мм — S 80 х 16, т. е.

аналогично обозначению трапецеидальной резьбы.

По сравнению с трапецеидальной резьбой упорная передает... осевую силу {большую или

меньшую). Почему?

Резьба может быть изготовлена:

• нарезанием слесарным инструментом — метчиками, плашками (как вручную, так и на станках);

• нарезанием резцом на токарно-винторезном станке или на специальных болтонарезных станках;

• фрезерованием на специальных резьбофрезерных станках;

• накаткой на специальных резьбонакатных станках (большинство стандартных крепежных

деталей);

• отливкой чугунных, пластмассовых, стеклянных деталей и деталей из цветных сплавов;

• выдавливанием для тонкостенных деталей (например, из латуни).

§ 2. Конструкции резьбовых деталей и применяемые материалы

Основные резьбовые крепежные детали — болты, винты, шпильки, гайки, а также шайбы и

устройства, предохраняющие резьбовые соединения от самоотвинчивания, гаечные ключи.

3.8. Болтом (см. рис. 13.3, а) называется резьбовое изделие цилиндрической (или

конической) формы, снабженное на одном конце головкой, а на другом резьбой, на которую

навинчивается гайка. На рис. 13.3, б показан винт.

Рис. 13.3.

ний: Типы резьбовых соединение: а —болтовое; б — соединение

винтом; в — соединение шпилькой

Резьбовое изделие цилиндрической формы, снабженное на одном конце головкой, а на другом

резьбой (гайкой служит деталь), называется винтом.

Болтами (рис. 13.3, а) скрепляют детали не очень большой толщины. Отверстия в соединяемых

деталях выполняют несколько большего диаметра, чтобы можно было легко вставить болт, не повредив

резьбы. С торца головку болта обтачивают на конус (снимают фаску), чтобы срезать вершины углов

призмы, которые могут создавать затруднения при захватывании ключом.

Резьбу у болтов накатывают или нарезают на заготовках, полученных горячей высадкой из прутка.

Болты также изготовляют из фасонного прутка (шестигранного или другого профиля) на токарно-

винторезных станках или автоматах.

Болты и винты находят широкое применение во всех отраслях машиностроения для получения

разъемных соединений. Они стандартизованы.

13.10. Конструктивные формы болтов и винтов. По форме головки болты и винты бывают с

шестигранной головкой (рис. 13.4, а), квадратной (рис. 13.4, б), цилиндрической (рис. 13.4, в),

полукруглой (рис. 13.4, г), потайной (рис. 13.4, д) с углублением под шестигранный ключ (рис. 13.4, е)

или специальную отвертку (рис. 13.4, ж). Имеются и другие конструкции головок.

Болты, как правило, имеют головку, захватываемую снаружи инструментом — гаечным ключом,

рис. 13.4, а, б, винты — специальным торцовым ключом (рис. 13.4, в—ж).

Концы болтов и винтов выполняют плоскими (рис. 13.5, а), с конической фаской (рис. 13.5, б) или

сферическими (рис. 13.5, в).

Рис. 13.4. Виды болтов и винтов

Рис. 13.5. Конструктивные элементы болтов, винтов и шпилек

Винты, показанные на рис. 13.6, называются установочными. Их применяют для фиксации

положения деталей и предотвращения их сдвига. Винты с плоским торцом (рис. 13.6, а) можно

применять при малой толщине деталей; с коническим (рис. 13.6, б) и ступенчатыми (рис. 13.6, в, г) —

для дета- леи, имеющих предварительное засверлива-ние. Установочные винты изготавливаются

небольшой длины с резьбой по всей длине. Винты с засверленным концом (рис. 13.6, д) используют

совместно с шариком).

Рис. 13.6. Установочные винты

13.11. Шпильки. На рис. 13.3, в, г показана шпилька. Шпильки применяют, когда по конструктивным

особенностям соединений установить болт или винт нельзя.

Шпилька — резьбовое изделие цилиндрической формы, имеющее с обоих концов резьбы, один

конец которой (головка) ввинчивается в деталь, а на другой навинчивается гайка. Резьбовое изделие,

показанное на рис. 13.3, г, можно назвать болтом-шпилькой.

Шпильки делят на два типа: с проточкой (рис. 13.7, а); без проточки, со сбегом резьбы на

посадочном конце (рис. 13.7, б). Один конец шпильки ввинчивается в тело детали до отказа с затяжкой

на сбег резьбы (шпилька ввинчивается, например, с помощью двух гаек, см. шаг 13.14, рис. 13.11, а).

Диаметр резьбы на обоих концах шпильки, как правило, одинаков. Глубина ввинчивания /

зависит от

материала детали, определяется по табл. 13.3.

Рис. 13.7. Конструкции шпилек

Таблица 13.3. Минимальная относительная длина завинчивания l

в корпус шпилек (винтов),

изготовленных из различных материалов

стальной

шпильки (винта),

МПа

/d при материале корпуса (ст

, МПа)

Сталь

(300-400)

Дюралюм

иний (360-

400)

Бронза

(250-200)

Чугун

(180-250)

Силум

ин (160-

200)

400-500 0,8-0,9 0,8-0,9 1,2-1,3 1,3-

1,4

1,4-2,0

900-1000 1,6-2,0 1,6-2,0 1,8-2,2 1,8-

2,2

2,0-2,5

13.12. Гайки. Болты и шпильки снабжены гайками.

Гайки имеют различную форму. Наиболее распространены шестигранные гайки. На рис. 13.8

показаны шестигранные гайки, применяемые в машиностроении: а — с одной фаской; б — с одной

фаской и проточкой; в —

Рис. 13.8. Конструктивные формы гаек

прорезные; г — корончатые. У корончатых гаек для установки стопорных шплинтов выполнены

прорези. Имеются и другие конструктивные разновидности шестигранных гаек. Для крепления

подшипников качения, рулевого устройства в велосипедах, мотоциклах и других машинах применяют

круглые гайки со шлицами (рис. 13.8, д). При частом отвинчивании и завинчивании с небольшой силой

затяжки применяют" гайки-барашки (рис. 13.8, е, ж).

Высота рабочей части нормальных гаек Н'и 0,8J (d — диаметр резьбового изделия); при малых

осевых нагрузках Я» (0,5 -н 0,6)of; при больших Н< 1,6 d.

Рис. 13.9. Гайки

На рис. 13.9: в — шестигранная гайка с двумя фасками для больших осевых нагрузок (#« l,6d); г —

шестигранная гайка с одной фаской для незначительных осевых нагрузок (#«0,6cf); ж — шестигранная

гайка с глухим резьбовым отверстием; з — шестигранная гайка с буртиком; и — круглая гайка с

накаткой и углублением под ключ; к — круглая гайка с отверстиями на торце под ключ. Остальные

гайки описаны в шаге 13.12.

13.13. Шайбы. Под гайки, головки болтов и винтов, как правило, устанавливают шайбы.

Назначение шайб — увеличение опорной поверхности и предохранение деталей от задиров.

Для стопорения служат специальные шайбы. Наибольшее распространение в машиностроении

получили шайбы круглые (рис. 13.10, а). Первые изготовляют штамповкой, вторые обрабатывают на

токарных станках. Толщина шайбы и наружный диаметр зависят от диаметра резьбового изделия.

Шайбу плоскую квадратную или особой формы (рис. 13.10, б) применяют для стопорения гайки;

круглую лепестковую (рис. 13.10, в) — для стопорения круглых гаек со шлицами; круглую пружинную

(рис. 13.10, г) — для стопорения любых гаек.

Опишите работу пружинной шайбы. Предохраняют ли эти шайбы детали от задиров, увеличивают ли

опорную поверхность?

Рис. 13.10. Шайбы

13.14. Гаечные замки. Во избежание самоотвинчивания гаек, винтов применяют особые устройства,

называемые гаечными замками.

Существует очень много способов стопорения или предохранения гаек от самоотвинчивания. В

шаге 13.13 описаны некото-рые конструкции гаечных замков (см. рис. 13.10, б— г). При установке

контргайки 2 (рис. 13.11, а) создается дополнительное натяжение и трение в резьбе, поэтому

самоотвинчивание гайки 1 затрудняется. При установке пружинной шайбы (см. рис. 13.10, г)

самоотвинчивание исключается за счет упругости шайбы. Кроме того, упругость этой шайбы

значительно уменьшает вибрации гайки. При установке шплинта (рис. 13.11, б, в) или при обвязке

группы болтов проволокой (рис. 13.11, г) гайка жестко соединяется со стержнем болта (шпильки).

Иногда гайки жестко соединяют с деталью с помощью специальной шайбы (см. рис. 13.10, б), планки

(рис. 13.11, д) и т. п.

Рис. 13.11. Конструкции гаечных замков

13.15. Ответить на вопросы контрольной карточки 13.1.

Контрольная карточка 13.1

Вопрос Ответы Код

Определите, какая резьба у болта,

показанного на рис. 13.1

Левая

Правая

Определить нельзя

Что называется шагом резьбы? Расстояние между двумя

одноименными точками резьбы одной и

той же винтовой линии

Расстояние между двумя

одноименными точками двух рядом

расположенных витков резьбы

Определите наименование резьбового

изделия, показанного на рис. 13.11, а, б

Болт

Винт

Шпилька

Определить нельзя

Определите нормальную глубину

ввинчивания стальной (сг

= 450 МПа)

шпильки с резьбой М20 (материал детали

— чугун)

10 мм

15 мм

20 мм

26 мм

40 мм

Какую резьбу следует выбрать при

проектировании тяжело нагруженного

крепежного узла (без уточнения осевой

нагрузки, диаметра и шага резьбы)?

Метрическую

Дюймовую

Прямоугольную

Трапецеидальную

Упорную

§ 3. Зависимость между моментом, приложенным к гайке, и осевой силой

13.16. При завинчивании гайки (рис. 13.12) к ключу прикладывают вращающий момент

(13.1)

где F

кл

— усилие на конце ключа; L

— расчетная длина ручки ключа.

Рис. 13.12. К расчету момента на ключе

Момент движущих сил равен сумме моментов сил сопротивления, т. е.

(13.2)

где Т — момент в резьбе; Т

— момент сил трения на опорном торце гайки. Момент в резьбе

определяют по формуле

(13.3)

где F

— сила затяжки болта (осевая сила, растягивающая болт); Ψ — угол подъема винтовой линии;

— средний диаметр резьбы; φ' — приведенный угол трения.

Момент сил трения на опорной поверхности

(13.4)

здесь f ≈ 0,15 — коэффициент трения между поверхностью гайки (головки) и детали; D — диаметр

захвата гаечного ключа (опорного торца гайки); d

= d

+ (1 ÷ 1,5) мм — диаметр отверстия в детали под

болт.

Подставляя полученные выражения Т и Т

в формулы (13.1) и (13.2) для момента завинчивания,

получим момент на ключе

(13.5)

Длина стандартных ключей: L = I5d при .

Для чего необходимо определять момент на ключе T

кл

§ 4. Расчет резьбового соединения на прочность при осевом и поперечном

статическом нагружении

13.17. Замечено, что выход из строя болтов, винтов, шпилек и т. п. обычно происходит вследствие

разрыва (или вытяжки) их стержня (рис. 13.13) по резьбе или переходному сечению у головки.

Вследствие разрушения или повреждений резьбы резьбовые изделия выбывают из строя реже.

Рис. 13.13. Деформация болта при работе

Для обеспечения прочности резьбовых соединений для болта определяют диаметр d

(см. рис. 13.12)

в его опасном сечении (в дальнейшем для краткости под словом «болт» будем подразумевать и другие

резьбовые изделия: винты, шпильки, стержни с резьбой и т. п.). Затем определяют его остальные

размеры. Размеры болта, гайки, шайбы принимают в зависимости от диаметра резьбы по

соответствующим ГОСТам.

Расчет незатянутого болта, нагруженного внешней растягивающей силой.

На рис. 13.14 (соединение грузового крюка с обоймой) показан пример такого резьбового соединения.

Стержень крюка работает только на растяжение. Резьбовое соединение, рассматриваемое в данном

случае, называют ненапряженным.

Рис. 13.14. Грузовой крюк с обоймой

Проверочный расчет ненапряженного болтового соединения. Условие прочности на растяжение:

(13.6)

где σ

и [σ]

— соответственно расчетное и допускаемое напряжения растяжения в поперечном

сечении нарезанной части болта; F — растягивающая сила; d

— внутренний диаметр резьбы болта.

Проектировочный расчет ненапряженного болтового соединения сводится к определению

внутреннего диаметра резьбы d, из условия прочности (13.6):

(13.7)

где [σ]

= σ

/[s]

— допускаемое напряжение на растяжение; σ

— предел текучести материала s

болта; [s]

= 1,5 ÷ 3,0 — допускаемый коэффициент запаса прочности.

Если рассчитан диаметр болта d

, как определяют остальные (какие?) размеры болта?

В каком случае применяют проверочный и проектировочный расчеты?

13.18. Расчет затянутого болта, нена-груженного внешней осевой силой.

Болт испытывает растяжение и кручение только от затяжки. Требуемую силу затяжки болта

определяют в зависимости от характера нагружения резьбового соединения. В машиностроении такие

болтовые соединения встречаются в клеммовых соединениях (рис. 13.15), в креплениях люков, крышек

и т. п. В таких соединениях стержень болта растягивается силой затяжки F

Рис. 13.15. Клеммовое соединение

Проверочный расчет производят по а

— эквивалентному (приведенному) напряжению для опасной

точки.

Условие прочности

≤[σ}

. (13.8)

Эквивалентное напряжение определяем по гипотезе энергии формоизменения:

(13.9)

Для резьбы

(13.10)

(13.11)

где σ

— напряжение растяжения в опасном сечении болта; τ

кр

— наибольшее напряжение кручения;

— внутренний диаметр резьбы; К

≈ 1,3 — коэффициент затяжки, учитывающий скручивание

стержня болта.

Проектировочный расчет затянутого болта, ненагруженного осевой силой. С учетом формул

(13.10) и (13.11) внутренний диаметр резьбы болта

(13.12)

[σ]

— допускаемое напряжение для болта, определяемое по формуле шага 13.16.

Запишите условие прочности проверочного расчета болта клеммового соединения.

Расшифруйте правую часть формулы (13.9).

13.19. Расчет затянутого и дополнительно нагруженного внешней осевой силой болта.

Этот случай является весьма распространенным (фланцевые, фундаментные и тому подобные

болтовые соединения). Для большинства резьбовых изделий требуется предварительная затяжка болтов,

обеспечивающая плотность соединения и отсутствие взаимных смещений деталей стыка. После

предварительной затяжки под действием силы предварительной

затяжки болт растягивается, а детали стыка сжимаются. Помимо силы предварительной затяжки на

болт может действовать внешняя осевая сила. Типичный случай показан на рис. 13.16, где внешняя сила

создается за счет давления р. Расчет ведут по результирующей нагрузке болта.

Рис. 13.16. Болты крепления крышки к сосуду

Перечисленные виды резьбовых соединений относят к напряженным соединениям.

Проверочный расчет проводят по условию (13.6). Рассмотрим два случая расчета. При определении

расчетного напряжения а

в качестве силы, растягивающей болт, принимается: F

— осевая сила,

растягивающая болт, действующая на него после предварительной затяжки и приложения к нему

внешней силы F, или F

— осевая, растягивающая болт сила при отсутствии последующей подтяжки.

Осевые силы:

(13.13)

(13.14)

где К

— коэффициент затяжки болта (для соединения без прокладок при переменной нагрузке К

1,25 + 2,0; для соединения с прокладками К

≥ 5); X — коэффициент внешней (основной) нагрузки (для

соединения без прокладок х = 0,2 ÷ 0,3; для соединения с упругими прокладками х = 0,4 ÷ 0,9).

Проектировочный расчет затянутого болта с дополнительной осевой нагрузкой при отсутствии

последующей затяжки:

(13.15)

(13.16)

Поясните, в каком случае для проверочного и проектного расчетов принимают F

и в каком F

Запишите формулу проверочного расчета для первого случая напряженного резьбового соединения.

13.20. Расчет болта, нагруженного поперечной силой F

при установке его с зазором (рис. 13.17).

Для обеспечения неподвижности соединяемых листов 1, 2, 3 болт затягивают силой затяжки F

. Во

избежание работы болта на изгиб его еледует затянуть так сильно, чтобы силы трения на стыках деталей

были больше сдвигающих сил F

Рис. 13.17. К расчету болтов соединения, несущего поперечную нагрузку. Болт установлен с зазором

Рис. 13.18. К расчету болтов соединения,

несущего поперечную нагрузку. Болт установлен без зазора

Обычно силу трения принимают с запасом: F

= 1,2F

. Найдем требуемую затяжку болта. Учтем, что

сила затяжки болта может создавать нормальное давление на i трущихся поверхностях (на рис.

или в общем случае

По найденной силе затяжки болт рассчитывают -как испытывающий растяжение и кручение.

Проектировочный расчет болта, нагруженного поперечной силой:

внутренний диаметр резьбы

13.21. Расчет болта, нагруженного поперечной силой, с установкой его без зазора (рис. 13.18).

Такое соединение рассчитывают на срез болта.

Условие прочности

(13.17)

где -расчетное напряжение среза болта; F

— поперечная сила; d

— диаметр стержня

в опасном сечении; [τ]

ср

— допускаемое напряжение среза для болта; i — число плоскостей среза (на

рис. 13.18 / = 2);

Рис. 13.19. Варианты конструкций, разгружающие болты от поперечной нагрузки

Проектировочный расчет. Диаметр стержня

(13.18)

Покажите конструкции, разгружающие болт от восприятия поперечных сил.

§ 6. Некоторые рекомендации по расчету на прочность, включающего группу болтов

13.22. Расчет групповых болтов (при условии болты нагружены одинаково, например, крепление

крышек, подшипников, круглых крышек сосудов и т. п.). В этом случае определяют силу, действующую

на один болт:

(13.19)

где ∑F — внешняя сила, действующая на группу болтов; z — число болтов группы.

По формулам (13.6), (13.7), (13.9), (13.12)—(13.18) производят проверочный или проектировочный

расчеты для одного болта. Все болты принимают одинаковых размеров. В зависимости от конструкции

группового болтового соединения формула (13.19) может быть видоизменена.

Определите внешнюю нагрузку F, действующую на один болт для круглой крышки,

находящейся под давлением р (см. рис. 13.16).

13.23. Расчет группы болтов, нагруженных неодинаково (например, крепление корпусов

подшипников к металлоконструкции, машин фундаментными болтами и т. п.), производят по наиболее

нагруженному болту. По методике шагов 13.16—13.20 определяют размеры этого болта, а остальные,

болты, как правило, принимают тех же размеров. Так часто делают для упрощения конструкции узла.

Внешнюю силу, приходящуюся на наиболее нагруженный болт, в каждом конкретном случае

определяют в соответствии со схемой нагружения.

13.24. Расчет резьбы на прочность.

При расчете резьбы на прочность принимают следующее допущение: все витки резьбы

нагружаются равномерно (хотя теоретическими и экспериментальными исследованиями установлено,

что для гайки с шестью витками первый виток резьбы воспринимает 52 % всей осевой нагрузки, второй

— 25 %, третий — 12 %, шестой — только 2 %).