Schraubenmutter mit Sicherungseinrichtung. Vorliegende Erfindung betrifft eine Schraubenmutter mit einer Sicherungsein richtung.
In der Zeichnung sind verschiedene Aus führungsbeispiele der Erfindung für Schrau ben mit Whitworth-Gewinden dargestellt.
Fig. 1 zeigt einen Längsschnitt durch eine Schraubenmutter in festgezogenem Zustande, Fig. 2 eine Draufsicht auf die Innen mütter; in den Fig. 3 und 5 sind die Aussenmutter und die Innenmutter gesondert je in einem Längs schnitt dargestellt; Fig. 4 zeigt eine Unteransicht einer Hälfte der Aussenmutter; die Fig. 6, 7 und 8 sind Längsschnitte in den drei wichtigsten Funktionslagen der Muttern; Fig. 6 zeigt die Schraubenmutter unbelastet und nicht mit dem Schlüssel angezogen.;
Fig. 7 zeigt die Schraubenmutter belastet und nicht angezogen; Fig. 8 stellt die angezogene Schrauben mutter im belasteten Zustand dar; Fig. 9 .dient zur Veranschaulichung der beim Anziehen der Schraubensicherung auf tretenden Deformation.
Zunächst sei die Bauweise der einzelnen Ausführungsbeispiele beschrieben.
In den Fig. 1 und 2 ist mit 1 :die Schraube, mit 2 die Aussenmutter und mit 3 die Innenmutter bezeichnet; 4 sind -die Aussenflanken und 5 die Innenflanken der Gewinde der Schraube. Die Innenmutter 3 besteht aus einem Ringkörper 8 und einem mit diesem aus einem Stück hergestellten nachgiebigen Ansatzkörper 9. Der Ring körper 8 besitzt sechs Schlüsselflächen.
Der achsiale Querschnitt der Ansatzkörper 9 ver jüngt sich vom Ringkörper 8 ausgehend und wird bei dem in Fig. 1 ,dargestellten Ausfüh rungsbeispiel von zwei Kegelstumpfflächen <B><I>f l,</I></B><I> f 2</I> umgrenzt-, deren Scheitelwinkel<I>a</I> und ss sind. Die Fläche,.we#lche durch die Erzeu gende a1, b, des Kegelstumpfes gebildet wird, ist die Auflagefläche für die Aussenmutter.
Der Ansatzkörper 9 der Innenmutter ist mit .Schlitzen 11, 12 versehen, die zueinander parallel und :senkrecht zu den gegenüber liegenden Schlüsselflächen verlaufen.
Die Aussenmutter (Fig. 3) besitzt bei vor liegendem Ausführungsbeispiel die gleiche S hlüsselweite, wie die Innenmutter; ihre Höhe H, ist grösser als -die Höhe HZ des Ansatzkörpers der Innenmutter. Ihre Um fläche ist ebenfalls mit sechs Schlüsselflächen versehen.
Die Aussenmutter 2 besitzt, verglichen mit einer üblichen Mutter eine sehr geringe Gewindehöhe (ungefähr nur 21/_9 Gewinde gänge), welche jedoch zum gehörigen An ziehen vollkommen genügt. Diese kleine Ge windehöhe der Aussenmutter ermöglicht sehr gut das Ausgleichen einer allfälligen Exzen trizität der kegelligen Berührungsflächen. Eine solche Exzentrizität kann bei Massen herstellung leicht eintreten, wenn die Auf- Iageflächen der beiden Muttern nicht genau mit der Gewindeachse konzentrisch liegen.
Zum Ausgleichen solcher Exzentrizitäten der kegelförmigen Flächen verschiebt sich die Aussenmutter seitlich über,das Schrauben gewinde, ohne dass sich dadurch die Berüh- rungsfIäche erheblich verringert.
Im Innern der Aussenmutter befindet sich eine konische Ausnehmung, deren Kegel fläche f, auf der Kegelfläche <B>f:,</B> der Innen mutter aufsitzt. Die Kegelfläche f 4 ist so dimensioniert, dass sie im belasteten Zustand, bei mit dem :Schlüssel festgezogener Aussen- mutter (Fig. 8) die Auflagefläche f 3 der Innenmutter überragt, um das Entstehen ge fährlicher Kantenspannungen in ider Aussen mutter zu vermeiden.
Vorteilhafterweise wird die Verjüngung der Ansatzkörper 9 (Fig. 5) so ausgeführt, ,dass die Klemmbacken vom Ringteil gegen das Kopfende aufeinanderfolgende Quer schnitte möglichst gleicher Biegungsfestig- keit aufweisen. Diese Ausbildung verfolgt ,den Zweck, beim Anziehen der Aussenmutter eine gleichmässige Beanspruchung der einzel nen Querschnitte der Klemmbacken auf Bie- gung zu erzielen, wodurch Brüche der Klemmbacken vermieden werden.
Die Kegelfläche f 4 der Aussenmutter läuft vorteilhafterweise bis in die Gewinde zone hinein, wie,dies in Fig. 3,dargestellt ist. Es war bisher üblich, beim Übergang solcher Kegelflächen in eine Gewindezone eine Ab setzung anzuordnen, -die entweder in einer von -der Fläche f4 aus senkrecht zur Schrau benachse verlaufenden Stirnfläche bestand, oder in einer Unterschneidung,
welche den Übergang zwischen der Fläche f 4 zu einer senkrecht zur Achse verlaufenden Stirnfläche vermittelte. Im Falle an der Aussenmutter eine solche Absetzung vorgesehen ist, wird dadurch ein Herausrücken der Fläche f4 gegen die Peripherie bewirkt, was mit einer Schwächung der Wanddicke in radialer Rich tung der Aussenmutter 2 verbunden ist. Durch die Ausbildung gemäss Fig. 3 wird eine Schwächung der Aussenmutter vermieden, so dass diese gegen Aufweitung beim Anziehen besser gesichert ist.
Ferner müsste man bei Ausführung der Aussenmutter mit einer solchen Absetzung zwischen dieser und -der Innenmutter einen Spielraum vorsehen, um zu verhindern, dass diese Absetzung die Innenmutter berührt, bevor die Aussenmutter genügend angezogen ist. Zur Erzielung .dieses Spielraumes müss- ten,die Enden der Ansatzkörper 9 viel dicker ausgebildet :sein, als bei der Weiterführung der Fläche f 4 bis in die Gewindezone.
Vom Erfinder in verschiedenen Labora torien durchgeführte Messungen ergaben"dass man mit der beschriebenen Schraubensiche rung ungefähr das, doppelte Sicherungs moment erzielen kann, als bei normaler Kro nenmutter mit .Splint.
Die vergleichenden Versuche wurden mit verschiedenen Ausführungen der ,Schrauben- mutter bei statischer und dynamischer Be anspruchung durchgeführt. Bei diesen Ver suchen wurde das Lösungsmoment der Aussenmutter allein und das Lösungsmoment der Innenmutter bei bestimmten -Schrauben belastungen und bei bestimmten Anzugs momenten gemessen.
Sowohl die Anzugs- momente, als auch die Lösungsmomente wurden an einem Schraubenschlüssel mit Hebelarm bestimmter Länge unter Zwischen schaltung einer Federwa.ge hervorgerufen und die am Hebelarm wirkende Kraft an der Federwage abgelesen.
Die beim Belasten und Anziehen der Schraubenmutter eintretenden Vorgänge werden anhand der Fig. 6 bis 9 wie folgt erläutert: Bei von Hand angezogener aber unbe lasteter Schraubenmutter nehmen die Aussen mutter 2 und die Innenmutter 3 .die aus Fig. 6 ersichtliche Lage ein. Der Schrauben- bdlzen liegt. mit den innern Gewindeflanken an den äussern Gewindeflanken 40 der Aussenmutter an. Zwischen -den äussern Ge windeflanken 4 des Bolzens und der innern Gewindeflanken 41 der Aussenmutter ist ein Spielraum vorhanden, der der zulässigen Passung entspricht.
Im Bereiche der Innen mutter liegen die äussern Gewindeflanken 4 des Bolzens an den innern Gewindeflanken 45 der Innenmutter an. Zwischen den innern Gewindeflanken 5 des Bolzens und den äussern Gewindeflanken 46 der Innenmutter befindet sich wieder -der der zulässigen Pas sung entsprechende Spielraum.
Bei belasteter Schraube und bloss von Hand angezogener Aussenmutter (Fix. 7) liegt der Schraubenbolzen mit den. innern Ge windeflanken 5 sowohl auf die äussern Ge windeflanken 40 der Aussenmutter, als auch auf die Aussenflanken 46 ider Innenmutter an, ohne dass längs aller Tragflanken gleiche Druckverteilung vorhanden sein muss.
Bei belastetem Schraubenbolzen und mit dem Schraubenschlüssel angezogener Aussen mutter (Fix. 8) liegen die Tragflanken (Innenflanken 5) des Bolzens an den Aussen flanken 40, 46 beider Muttern an, und zwar bei annähernd gleicher Druckverteilung.
Beim Festziehen mit -dem iSchlüssel wird die Aussenmutter gegen die Innenmutter in Richtung der Achse verschoben, wobei die Gegenfläche f4 auf die Anlagefläche f, der Innenmutter einen Druck ausübt, Hierdurch werden die die Klemmbacken bildenden An satzkörper 9 deformiert.
Die diese Deformation begleitenden Vor gänge seien anhand der Fig. 9 eingehend er läutert.
Mit 1-1', 2-2', 3-3', 4-4' sind die jenigen Querschnitte der Klemmbacken be zeichnet, in deren Nähe sich .die Deforma tion konzentriert.
Wenn man die Aussenmutter anzieht, be ginnen die Klemmbacken sieh in der Nähe der Querschnitte 3-3' und 4-4' zu biegen. Man kann annehmen, dass sie sich um den Punkt c drehen. Sobald das erste Gewinde der Backe auf dem Bolzengewinde anliegt, beginnen sich bei weiterem Anziehen die Backen in der Nähe des Querschnittes 2-2' durchzubiegen, wobei die Aussenmutter auf die Backen an der Berührungskante beider Kegel einwirkt. Die Durehbiegung im Quer schnitt 2-2' hört auf in dem Augenblick, wo die Backen am Bolzengewinde voll auf liegen. Dabei liegt die Aussenmutter auf der ganzen Fläche f l# der Klemmbacken auf und ihr Anziehen ist beendet.
Mit a, <I>b,</I> e, <I>d</I> ist näherungsweise der Ver- lauf .der neutralen Faser in der beim Beginn des Anziehens der Aussenmutter bezeichnet. Während des Festziehens geht die neutrale Fasernschichte aus der Lage a, b, c, <I>d</I> in die Lage d, <I>b', c, d</I> über, wobei b, c und b'-c divergierend durch den Punkt c gehen.
Die Entfernung b-b' entspricht dem Spielraum s zwischen dem Gewinde der Mutter und dem Schraubengewinde. Bei Ge winden von einem Scheitelwinkel von 60 ist diese Entfernung dem axialen Spielraum zwischen den Gewinden gleich. In Fig. 9 ist die Neigung der Strecke b-c der neutralen Faser derart, -dass sich der Punkt b nach Ver schiebung in die Lage b' in Richtung der Schraubenachse um
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von seiner ursprüng lichen Lage gesenkt hat.
Die Backen der Innenmutter verkürzen sich somit während der Durchbiegung um
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Gemäss Fig. 9 verschiebt sich der Teil a-b .der neutralen Faser parallel zu sich selbst in die Lage, a'-b', wobei die Richtung a-a' bezw. b-b' parallel zur Tragflanke des Gewindes verläuft. Dadurch wird ein sattes Anliegen der Klemmbacken an den (Schrau benbolzen erzielt.
Bei der angezogenen Mutter lassen sich die folgenden vier Zonen unterscheiden. Eine Zone A (Fix. 1 und 9), in der das Gewinde der Aussenmutter 2 an den innern Gewinde flanken 5 .der Schraube anliegt. Eine Zone B, in der das Gewinde des Klemmteils der Klemmbacken 9 sich gegen beide Gewinde flanken 4, 5 der Schraube anpresst. Eine Zone C, welche durch die Verbindungsteile der Klemmteile der Backen mit dem Ring körper der Innenmutter gebildet ist und eine Zone D, in welcher das Gewinde der Innen mutter wie in der Zone -A nur an die innern Gewindeflanken 5 der ,Schraube anliegt.
In der Praxis kann es vorkommen, dass bei ungenauer Herstellung der Backen nach be endetem Abbiegen der Backen in der Zone D zwischen den Tragflanken ein kleiner Zwi schenraum bleibt, so dass in den Tragflanken der Aussenmutter eine bedeutende Belastung besteht, wogegen die Tragflanken der Zone D bloss an die Tragflanken der Schraube leicht anliegen.
Um einen solchen Spielraum zu beseitigen und die Gewinde der Zone C und D voll be lasten zu können, ist zwischen den Zonen B und C ein staubbarer Querschnitt q,o vorge sehen, dessen Druckfestigkeit in der Richtung der Schraubenachse zur Zugfestigkeit .der Schraube im gleichen Verhältnisse steht, wie die Nutzlänge der Gewinde der Zonen A und B zu .der Nutzlänge der Gewinde der ganzen Mutter.
Der Querschnitt q", beginnt sich zu stau chen, wenn seine Belastung die Fliessgrenze des Materials erreicht. Jede weitere Be lastung,der Schraube wird nachher nur durch die Gewinde der Zonen C und D aufgenom men und die Gewinde der Zonen<I>A</I> und<I>B</I> werden auf diese Weise von einer Über lastung geschützt.
Da sich .der stauchbare Querschnitt ungefähr in der Mitte der Ge samthöhe der Mutter befindet und da ge wöhnlich -die Aussen- und Innenmutter, sowie auch,die Schraube aus Material von derselben Festigkeit erzeugt sind, wird der Querschnitt qlp ungefähr gleich der Hälfte des Schrau- benkernquerschnittes.
Es wurde gefunden, dass die Einhaltung der folgenden Dimensionen für die Errei chung der angestrebten Wirkungen besonders vorteilhaft ist.
Der Scheitelwinkel a der kegelförmigen Anlagefläche der Innenmutter ist in den Grenzen zwischen 45=60 gelegen.
Der Durchmesser d, des am Kopfende der Klemmbacken umschriebenen Kreises ist an nähernd gleich 1,05 des nominalen Gewinde durchmessers d; die Höhen der zwei Kegel flächen der Klemmbacken sind annähernd gleich.
Die Entfernung der Mittellinien u der Schlitze 11, 12 wird vorteilhaft mit dem Wert 0,7 d und die Breite der Schlitze mit 0,15 d angenommen.
Durch die Schlitze 11 und 12, die in den Fig. 2, 6 7 und 8 sichtbar sind, wird die Backen breite verkleinert und .die Biegsamkeit der Backen erhöht und auch die Erreichung der erforderlichen Grösse des Querschnittes qlo er mögliCht.
Aus Fig. 2 ist ersichtlich, dass man in den Klemmbacken<I>t</I> um den Querschnitt v, <I>-</I> <I>w</I> biegsame Teile<I>r,</I> welche sich unter dem Druck der Aussenmutter abbiegen können, unterscheiden kann. Dagegen besitzen die Klemmbacken t' keine solche biegsame Teile. Es gibt also zwischen den widerstandsfähigen Teilen der Backen breite Zwischenräume, welche dem Druck der Aussenmutter keinen Widerstand (Schlitze m) und solche, welche nur einen geringen Widerstand (Teile r) ent gegensetzen.
An dem Schnittkreis K der beiden Kegelflächen gemessen, sind diese Zwischenräume durch Umfangslängen gege ben, die dem Winkel m + m, entsprechen. Die widerstandsfähigen Teile der Klemm backen sind durch Umfangsbreiten gegeben, <B>,</B> entsprechen.
Die die dem Winkel si bezw. s" Umfangslängen des Kreises K, die dein Win kel m -j- m, entsprechen, betragen annähernd die Hälfte der Längen die dem Winkel s, und etwas mehr als die Hälfte der Länge, die dem Winkel s. entspricht.
Die genannten Zwischenräume haben zur Folge, dass sich die Aussenmutter während des Anziehens so deformiert, dass ihre Kegel fläche annähernd eine oktogonale Form an nimmt. Infolge dieses Eindringens der Aussenmutter zwischen die Klemmbacken kann man durch das Anziehen der Aussen mutter auch ein genügendes Anziehungs moment auf die Innenmutter übertragen, wo durch ein bequemes Nachziehen der Mutter ermöglicht wird.
Es wurde festgestellt, dass das Dreh moment, das mit Hilfe der beschriebenen De formation der Aussenmutter auf die Innen mutter übertragen wird, fast zweimal so gross ist, als jenes, welches bloss durch die Rei bung an den Anlageflächen übertragen wer den kann. Bei dem angegebenen Verhältnis der dem Winkel m, + m2 -entsprechenden Umfangslängen auf dem Kreis K, zu jener, welche dem Winkel s, bezw. s. entspricht, wird, wenn die Schraube nur durch :die Aussenmutter angezogen wird, auf die Innen mutter nicht mehr als die für sie zulässige Belastung übertragen.
Mit der steigenden Belastung steigt nämlich auch die Reibung der Innenmutter auf der Unterlage, so .dass sie aufhört sich zu drehen, sobald die Grenze der zulässigen Schraubenspannung erreicht wird. Auf diese Weise erreicht man eine gewisse Sicherheit gegen Beschädigen oder sogar Zer reissen der Schraube durch übermässiges An ziehen.
Weiteres wird infolge der oben beschrie benen Deformation der Aussenmutter eine grö ssere Sicherheit gegen Losdrehen erreicht, als dies nur durch blosse Reibung an den Auf lageflächen der Fall wäre.
Mit einem kleineren Winkel m + m, als angegeben, könnte man von der Aussenmutter auf die Innenmutter kein hinreichendes An ziehungsmoment übertragen. Ein Vergrössern dieses Winkels würde einerseits für die Trag- festigkeit der Mutterngewinde von Nachteil sein und anderseits eine zu grosse Defor mation der Aussenmutter verursachen.
Durch Versuche wurde weiteres festge stellt, dass geringste Bauhöhe der Schrauben- mutter in Verbindung mit ausreichender Tragfähigkeit .der Gewinde erreicht wird, wenn die Auflagefläche f4 bei einem Schrau bendurchmesser d und einem kleinsten Durch messer von ungefähr<I>d, =</I> 1,0,5 <I>d,</I> einen gröss ten Durchmesser von ungefähr d2 =1,23 d und eine axiale Höhe<I>h =</I> 0,175<I>d</I> erhält.
Da bei beträgt die Höhe der Aussenmutter H, = 0,55 d, .die Höhe Hz des Ringteils der Innenmutter 0,4 d und die Höhe Hdes An satzes der Innenmutter 0,35 d.
Screw nut with locking device. The present invention relates to a nut with a fuse device.
In the drawing, various exemplary embodiments of the invention for screws are shown ben with Whitworth threads.
Fig. 1 shows a longitudinal section through a screw nut in the tightened state, Figure 2 is a plan view of the inner nut; 3 and 5, the outer nut and the inner nut are shown separately each in a longitudinal section; 4 shows a bottom view of one half of the outer nut; 6, 7 and 8 are longitudinal sections in the three most important functional positions of the nuts; Fig. 6 shows the nut unloaded and not tightened with the wrench .;
Figure 7 shows the nut loaded and not tightened; Fig. 8 shows the tightened screw nut in the loaded state; Fig. 9 serves to illustrate the deformation occurring when the screw locking device is tightened.
The construction of the individual exemplary embodiments will first be described.
In FIGS. 1 and 2, 1: the screw, 2 the outer nut and 3 the inner nut; 4 are the outer flanks and 5 are the inner flanks of the screw thread. The inner nut 3 consists of an annular body 8 and a resilient attachment body 9 made of one piece with this. The annular body 8 has six wrench surfaces.
The axial cross-section of the extension body 9 is tapered starting from the ring body 8 and is in the Ausfüh shown in Fig. 1, approximately example of two truncated conical surfaces <B><I>fl,</I></B> <I> f 2 < / I> delimits - whose vertex angles are <I> a </I> and ss. The surface, which is formed by the generating ends a1, b, of the truncated cone is the support surface for the outer nut.
The attachment body 9 of the inner nut is provided with .Slitzen 11, 12, which run parallel to each other and: perpendicular to the opposite wrench surfaces.
The outer nut (Fig. 3) has the same wrench size as the inner nut in the present embodiment; its height H is greater than the height HZ of the neck body of the inner nut. Your area is also provided with six key surfaces.
The outer nut 2 has, compared to a conventional nut, a very low thread height (approximately only 21 / _9 thread turns), which, however, is completely sufficient to pull the appropriate one. This small Ge thread height of the outer nut makes it possible to compensate for any eccentricity of the conical contact surfaces. Such an eccentricity can easily occur during mass production if the bearing surfaces of the two nuts are not exactly concentric with the thread axis.
To compensate for such eccentricities of the conical surfaces, the outer nut is shifted laterally over the screw thread without the contact surface being significantly reduced as a result.
Inside the outer nut there is a conical recess, the conical surface f of which rests on the conical surface <B> f :, </B> of the inner nut. The conical surface f 4 is dimensioned in such a way that it protrudes beyond the bearing surface f 3 of the inner nut in the loaded condition with the key tightened outer nut (Fig. 8) in order to avoid dangerous edge stresses in the outer nut.
Advantageously, the tapering of the attachment bodies 9 (FIG. 5) is carried out in such a way that the clamping jaws from the ring part towards the head end have successive cross-sections with the same flexural strength as possible. The purpose of this training is to achieve a uniform bending stress on the individual cross sections of the clamping jaws when the external nut is tightened, thereby avoiding breakage of the clamping jaws.
The conical surface f 4 of the outer nut advantageously runs into the thread zone, as shown in FIG. 3. Up until now, it has been customary to arrange an offset at the transition of such conical surfaces into a thread zone, either in an end face extending perpendicular to the screw axis from the surface f4, or in an undercut,
which mediated the transition between the surface f 4 to an end face perpendicular to the axis. If such a step is provided on the outer nut, this causes the surface f4 to move out against the periphery, which is associated with a weakening of the wall thickness in the radial direction of the outer nut 2. The design according to FIG. 3 avoids a weakening of the outer nut, so that it is better secured against expansion when tightened.
Furthermore, if the outer nut is designed with such a step between this and the inner nut, a clearance would have to be provided in order to prevent this step from touching the inner nut before the outer nut is sufficiently tightened. To achieve this leeway, the ends of the extension bodies 9 would have to be made much thicker than when the surface f 4 was continued into the thread zone.
Measurements carried out by the inventor in various laboratories showed "that approximately double the locking torque can be achieved with the screw locking device described than with a normal crown nut with a split pin.
The comparative tests were carried out with different versions of the screw nut under static and dynamic loads. In these tests, the loosening torque of the outer nut alone and the loosening torque of the inner nut were measured at certain screw loads and at certain tightening torques.
Both the tightening torques and the loosening torques were generated on a wrench with a lever arm of a certain length with the interposition of a spring balance and the force acting on the lever arm was read off on the spring balance.
The processes that occur when loading and tightening the nut are explained with reference to FIGS. 6 to 9 as follows: When the nut is hand-tightened but unloaded, the outer nut 2 and the inner nut 3 assume the position shown in FIG. The bolt bolt lies. with the inner thread flanks on the outer thread flanks 40 of the outer nut. Between the outer thread flanks 4 of the bolt and the inner thread flanks 41 of the outer nut there is a clearance which corresponds to the permissible fit.
In the areas of the inner nut, the outer thread flanks 4 of the bolt rest against the inner thread flanks 45 of the inner nut. Between the inner thread flanks 5 of the bolt and the outer thread flanks 46 of the inner nut there is again the clearance corresponding to the permissible fit.
When the screw is loaded and the external nut (Fix. 7) is only tightened by hand, the screw bolt lies with the. inner Ge thread flanks 5 on both the outer Ge thread flanks 40 of the outer nut, as well as on the outer flanks 46 of the inner nut, without the need for the same pressure distribution along all the supporting flanks.
When the screw bolt is loaded and the outer nut (fix. 8) is tightened with the wrench, the bearing flanks (inner flanks 5) of the bolt rest against the outer flanks 40, 46 of both nuts, with approximately the same pressure distribution.
When tightening with the key, the outer nut is displaced against the inner nut in the direction of the axis, the counter surface f4 exerting pressure on the contact surface f of the inner nut. This deforms the attachment bodies 9 forming the clamping jaws.
The processes accompanying this deformation are explained in detail with reference to FIG. 9.
With 1-1 ', 2-2', 3-3 ', 4-4' those cross sections of the jaws are marked, in the vicinity of which .die deformation is concentrated.
When you tighten the outer nut, the jaws begin to bend near the cross-sections 3-3 'and 4-4'. One can assume that they revolve around point c. As soon as the first thread of the jaw rests on the bolt thread, the jaws begin to bend in the vicinity of the cross-section 2-2 'when tightened further, with the outer nut acting on the jaws at the contact edge of both cones. The Durehbiegung in the cross section 2-2 'stops at the moment when the jaws are fully on the bolt thread. The outer nut rests on the entire surface f l # of the clamping jaws and its tightening is complete.
With a, <I> b, </I> e, <I> d </I>, the course of the neutral fiber is approximately denoted at the beginning of the tightening of the outer nut. During the tightening, the neutral fiber layer changes from position a, b, c, <I> d </I> to position d, <I> b ', c, d </I>, where b, c and b '-c go diverging through point c.
The distance b-b 'corresponds to the clearance s between the thread of the nut and the screw thread. For threads with a vertex angle of 60, this distance is equal to the axial clearance between the threads. In Fig. 9, the inclination of the distance b-c of the neutral fiber is such that the point b after Ver shift to the position b 'in the direction of the screw axis
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has lowered from its original position.
The jaws of the inner nut are thus shortened during the deflection
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According to FIG. 9, the part a-b. Of the neutral fiber moves parallel to itself into the position a'-b ', the direction a-a' respectively. b-b 'runs parallel to the supporting flank of the thread. This ensures that the clamping jaws sit snugly against the (screw bolt.
The following four zones can be distinguished in the tightened mother. A zone A (fix. 1 and 9), in which the thread of the outer nut 2 rests against the inner thread flank 5 of the screw. A zone B, in which the thread of the clamping part of the clamping jaws 9 flanks 4, 5 of the screw against both threads. A zone C, which is formed by the connecting parts of the clamping parts of the jaws with the ring body of the inner nut and a zone D, in which the thread of the inner nut as in zone -A rests only on the inner thread flanks 5 of the screw.
In practice it can happen that if the jaws are manufactured inaccurately after the jaws have been bent, a small space remains between the wings in zone D, so that there is a significant load in the wings of the outer nut, whereas the wings of zone D just rest lightly on the supporting flanks of the screw.
In order to eliminate such a margin and to be able to fully load the threads in zones C and D, a dustable cross-section q, o is provided between zones B and C, whose compressive strength in the direction of the screw axis is the same as the tensile strength of the screw Relationships, such as the useful length of the thread of zones A and B to .the useful length of the thread of the entire nut.
The cross-section q "begins to bulge when its load reaches the yield point of the material. Any further load on the screw is only absorbed by the threads in zones C and D and the threads in zones <I> A < / I> and <I> B </I> are thus protected from overload.
Since the compressible cross-section is located approximately in the middle of the total height of the nut and there usually -the outer and inner nuts, as well as the screw are made of material of the same strength, the cross-section qlp is approximately equal to half of the screw - core cross-section.
It has been found that compliance with the following dimensions is particularly advantageous for achieving the desired effects.
The apex angle α of the conical contact surface of the inner nut is between 45 = 60.
The diameter d, of the circle circumscribed at the head end of the clamping jaws is approximately equal to 1.05 of the nominal thread diameter d; the heights of the two conical surfaces of the clamping jaws are approximately the same.
The distance of the center lines u of the slots 11, 12 is advantageously assumed to be 0.7 d and the width of the slots 0.15 d.
Through the slots 11 and 12, which are visible in FIGS. 2, 6, 7 and 8, the width of the jaws is reduced and the flexibility of the jaws is increased and the required size of the cross-section can also be achieved.
From Fig. 2 it can be seen that in the clamping jaws <I> t </I> around the cross section v, <I> - </I> <I> w </I> flexible parts <I> r, </ I> which can bend under the pressure of the outer nut, can differ. In contrast, the jaws t 'have no such flexible parts. So there are wide gaps between the resistant parts of the jaws, which offer no resistance to the pressure of the external nut (slots m) and those which only offer a low resistance (parts r).
Measured at the intersection K of the two conical surfaces, these spaces are given by circumferential lengths which correspond to the angle m + m. The resistant parts of the clamping jaws are given by circumferential widths that correspond to <B>, </B>.
Which the angle si respectively. s "Circumferential lengths of the circle K, which correspond to your angle m -j- m, are approximately half the lengths that correspond to the angle s, and slightly more than half the length which corresponds to the angle s.
The mentioned gaps have the consequence that the outer nut is deformed during tightening in such a way that its conical surface assumes an approximately octagonal shape. As a result of this penetration of the outer nut between the clamping jaws, by tightening the outer nut, a sufficient tightening moment can also be transferred to the inner nut, which is made possible by a comfortable tightening of the nut.
It was found that the torque that is transmitted to the inner nut with the help of the deformation of the outer nut described is almost twice as large as that which can be transmitted merely by the friction on the contact surfaces who can. With the specified ratio of the circumferential lengths corresponding to the angle m, + m2 on the circle K, to those corresponding to the angle s, respectively. s. corresponds, if the screw is only tightened by: the outer nut, no more than the load permissible for it is transferred to the inner nut.
With the increasing load, the friction of the inner nut on the base also increases, so that it stops turning as soon as the limit of the permissible screw tension is reached. In this way, you can achieve a certain level of security against damage or even tearing of the screw through excessive tightening.
Furthermore, as a result of the above-described deformation of the outer nut, greater security against loosening is achieved than would be the case only through mere friction on the bearing surfaces.
With a smaller angle m + m than specified, it would not be possible to transfer a sufficient torque from the outer nut to the inner nut. Increasing this angle would, on the one hand, be disadvantageous for the load-bearing strength of the nut thread and, on the other hand, cause the external nut to deform too much.
Tests have also shown that the lowest overall height of the screw nut in conjunction with sufficient load-bearing capacity of the thread is achieved when the contact surface f4 with a screw diameter d and a smallest diameter of approximately <I> d, = </ I > 1.0.5 <I> d, </I> has a largest diameter of approximately d2 = 1.23 d and an axial height <I> h = </I> 0.175 <I> d </I> .
Since the height of the outer nut H = 0.55 d, the height Hz of the ring part of the inner nut 0.4 d and the height H of the approach of the inner nut 0.35 d.