Boulon avec écrou indesserrable. Les filets des écrous et boulons sont habituellement. à profil régulier, triangulaire, rectangulaire, etc., les deux faces du filet étant également inclinées sur l'axe du boulon.
La présente invention a pour objet un boulon avec écrou indesserrable, caractérisé par un filetage possédant des surfaces d'appui pendant le serrage, dont une partie au moins fait avec Faxe un angle aigu, celui-ci étant inférieur à celui que forme avec le même axe l'une quelconque des surfaces qui ne sont pas des surfaces d'appui pendant le serrage.
Le dessin annexé représente trois formes d'exécution de l'objet de l'invention données à titre d'exemples, ainsi que des variantes et applications.
La fig. 1 est une vue avec coupe partielle d'un boulon et d'un écrou ordinaires; La fig. 2 montre, de semblable façon, une première forme d'exécution; Les fig. 3 et 4 en montrent des applica tions et fig. 5 une variante;.
La fig. 6 montre une seconde forme d'exé cution; Les fig. 7 et 8 montrent des positions différentes de l'écrou par rapport à la vis dans cette forme; . Les fig. 9 à 14 se rapportent à une troi sième forme d'exécution ; Enfin les fig. 15 et 16 montrent des va riantes de cette dernière forme.
Dans le cas de l'écrou habituel représenté fig. 1, les angles<I>a</I> et R que font les côtés opposés du profil du filetage par rapport à l'axe de la vis sont égaux. Dans celui de la Dg. 2, sur laquelle a désigne l'écrou,<I>b</I> le boulon, I' le sens .de la réaction que supporte l'écrou pendant le sel- rage, l'ange (31 est au contraire bien inférieur à l'angle ar, celui-ci ayant été figuré voisin de<B>900,</B> mais pouvant atteindre<B>90'.</B>
Par le choix de Pr on peut faire en sorte que l'adhérence entre l'écrou et son boulon . soit plus grande que celle entre l'écrou et la pièce c à serrer; lorsque celle-ci vibre ou se déplace, l'écrou se déplace alors par rapport auxdites pièces et -non par rapport au boulon et, par suite, il ne peut y avoir aucun des serrage.
Par contre, il sera facile de desserrer l'écrou en question avec une (,é, comme un écrou ordinaire. Eventuellement, pour dimi nuer le moment maximum à exercer à cet effet, on peut donner à l'écrou une embase conique comme indiqué en a' sui- la fig. <B>3,</B> afin de rapprocher le plus possible de l'axe le point de contact entre l'écrou et la. pièce à serrer et, par suite, de diminuer le moment de frottement entre ceux-ci.
Cette légère conicité permet de réduire l'inclinaison du filet nécessaire pour obtenir l'indesserrabilité, c'est-à-dire d'augmenter la valeur de l'angle P' et par suite d'augmenter la profondeur des filets, à égalité de pas et de diamètre.
Lorsque les pièces serrées sont sujettes à déplacement l'une par rapport à l'autre, et à usure, on peut interposer, entre l'écrou et les pièces serrées, une rondelle élastique, par exemple une rondelle Belleville d (fig. 4), qui a pour effet d'assurer, malgré l'usure, le contact avec une pression suffisante des faces d'appui des filets de l'écrou et du boulon et, par là,<B>,</B> l'indesserrabilité cherchée.
Lorsque les pièces que le boulon et l'écrou doivent serrer n'ont pas besoin d'être appli quées l'une contre l'autre avec un effort con sidérable par vissage de l'écrou, on peut donner à l'angle R' une valeur telle que, lorsque l'écrou a été serré, il reste coincé sur le boulon, même si les pièces viennent à prendre du jeu; l'écrou se trouve alors fixé au boulon un peu à la façon d'une frette mise à chaud.
On peut dire que 1P coincement de l'écrou sur son boulon est en tout cas obtenu à par tir dit moment oit la tangente de l'angle j31 est plus petit que le coefficient de frottement des métaux en contact. Lorsque l'écrou est ainsi coincé sur son boulon, les pièces c, destinées à être serrées, peuvent prendre du jeu sans pour cela que l'écrou cesse d'être coincé.
Il n'est donc pas nécessaire, dans ce cas, d'interposer une rondelle d comme précédeui- ment. On pourra malgré tout dévisser l'écrou avec une clé en lui appliquant un effort au maximum égal à celui qu'on lui avait appli qué air moment du serrage.
II a été dit ci-dessus que la valeur de l'angle j3' pouvait être réduite de manière importante quand l'écrou n'a pas à subir un effort axial trop important. En effet, on pourrait craindre que, sous un effort consi dérable, les filets ne s'écrasent et que l'écrou ne soit arraché.
La seconde forme d'exécution selon fig. 6 à 8 permet. d'obvier à ces inconvénients, tout en bénéficiant du coincement de l'écrou sur son boulon. La partie f ï du filet, repré sentée en traits mixtes, est déportée vers l'axe du boulon d'une quantité p. Il en est de même des filets de l'écrou, autrement dit le filet, au lieu d'avoir le profil e f i j a le profil<I>e</I> g h. i <I>j.</I>
La partie g h. du filet décalée en profon deur est plus grande que la partie<I>i j</I> restante. Le même décalage est effectué sur le file tage de l'écrou, chaque face d'appui au ser rage dudit écrou comportant deux parties décalées de longueur inégale<I>l</I> m et ra <I>o.</I>
Dans ces conditions, il existe un vide entre les faces m <I>ii,</I> de l'écrou et les faces h i du boulon. Par suite, lorsqu'on met l'écrou sur le boulon, les filets de l'écrou et de la vis occupent l'un par rapport à l'autre la position de la fig. 6.
Mais quand on serre l'écrou, la réaction s'exerçant dans le sens de la flèche I' (fig. 7), les faces inclinées<I>1,</I> w et g h, d'une part, et les faces<I>ii</I> o et i j d'autre part, glissent l'une sui, l'autre et viennent dans la position de la fig. 7, position dans laquelle l'écrou se coince sur le boulon si l'angle 131 est assez petit.
Enfin, si les efforts qui sollicitent l'écrou dans le sens de l'axe, deviennent considéra bles, les filets prennent l'an par rapport à l'autre la position de la fig. 8 pour laquelle les faces<I>in ii,</I> et<I>h i,</I> perpendiculaires ou sen siblement perpendiculaires < L l'axe, viennent en contact, ce qui limite le mouvement de glissement dans l'écrou.
On se rend compte que ce décalage en profondeur des filets détermine des faces de butée s'opposant à l'arrachement de l'écrou dans le cas d'efforts anormaux dans le sens de l'axe, et que, malgré cela, l'indesserrabilité de l'écrou est assurée grâce à la faible valeur de l'angle ,P'.
On peut encore fileter de telle manière que les faces<I>n</I> 7n et<I>i h</I> viennent en contact lors d'un serrage normal. Dans ces conditions, il se produit non seulement un coincement. le long des faces g <I>h.</I> et d <I>m;</I> mais également un serrage entre les faces<I>m n</I> et<I>i h.</I>
Comme la face d'appui au serrage à été divisée en deux :parties décalées l'une par rapport à l'autre, il n'est plus nécessaire que ces deux parties soient inclinées, mais il suffit que l'une d'elles le soit. C'est ce qui a été représenté en pointillés sur la fig. 6. La face externe du filet du boulon est cylin drique.
Il n'est pas absolument indispensable non plus que les faces<I>f</I> g, <I>m n,</I> h <I>i</I> ete. du boulon et de l'écrou soient rigoureusement perpen diculaires à l'axe. Ces faces peuvent être tronquées, comme représenté en pointillés sur la fig. 7, ou arrondies comme montré en pointillés sur la fig. 8, ou présenter des chan freins suivant les besoins.
De même les faces<I>g h,</I> l <I>m, n o, i j</I> peu vent être tronquées en partie et avoir sur cette partie un profil quelconque.
Si l'on considère les fig. 9 et 10, on voit que, quand on serre l'écrou a qu'elles repré sentent, dans le sens .8l, ses surfaces d'appui inclinées<I>l</I> m et<I>n o</I> glissent sur les surfaces correspondantes y<I>h</I> et<I>i j</I> du boulon<I>b</I> et se coincent, venant dans la position de la fig. 10.
Dans cette position, s'il n'est pas appuyé sur les pièces à serrer parce qu'elles se sont matées ou usées, l'écrou est continuellement sollicité à glisser sur les surfaces d'appui dans le sens f sous l'action de la compo sante dirigée dans ce sens, de l'effort qui serre l'écrou sur le boulon. Si la pente (tg (3') est convenable, cette composante est plus petite que la force qui, par friction, lie l'écrou au boulon; par conséquent, l'écrou ne peut pas se déplacer sous l'action de cette com posante, et il reste coincé.
Mais si un choc intervient, il peut se faire que- ce choc ait une composante dans le sens f', qui s'ajoute à cette première composante et produise un effort total, dans ce sens<B>f O,</B> supérieur à celui qui, par friction, lie l'écrou au boulon; par conséquent, l'écrou se décoince.
Cela se pro duit d'autant plus facilement que l'angle e1 est plus grand; or, par suite d'une exécution plus ou moins rigoureuse, cette pente pourrait n'être pas celle prévue pour assurer un coin cement permanent, et l'écrou pourrait se dé=:: coincer, si les pièces qu'il serre venaient à prendre du jeu, et s'il était soumis à des chocs réalisant des efforts d'intensité et de directions défavorables.
Pour prévenir le décoincement, on donne au profil de la surface de coincement du fond des filets, dans la partie la plus proche de la surface d'appui ou d'arrêt (h i pour le bout= Ion, et m n pour l'écrou, fig. 11) une -pente sur l'axe sensiblement nulle.
Il en résulte -un profil tel que le représente la fig. 11, o-à l'on voit la position relative des filets de l'écrou et- du boulon avant le serrage; les parties<I>g p</I> du fond du filet du boulon b et o pl du fond du filet de l'écrou a sont inclinées sur l'axe; les parties qui leur font suite<I>p h</I> et pl<I>n:</I> sont sensiblement parallèles à l'axe. Quant aux filets<I>L</I> m et<I>i j,</I> ils sont formés par des surfaces inclinées, dont la pente correspond à celles des parties g p et pl o.
Dans ces conditions, quand on serre l'écrou; la réaction des pièces qu'il serre le repousse dans le sens S' (fig. 11) ; les surfaces Z m et p1 <I>o</I> de l'écrou<I>a</I> viennent s'appuyer sur lés surfaces g <I>p</I> et<I>i j</I> du boulon U, puis à mesure que l'on serrre, elles glissent les unes sur les autres en s'écrasant réciproquement, par déformation élastique.
Dans la fig. 12, on les voit dans une position intermédiaire; si, au départ, le point in se trouvait plus prés de l'axe que le point p, il se trouve alors appli qué saur p h avec une force qui dépend de l'effort de déformation élastique qui a été.
nécessaire pour lui permettre de monter sur la surfacep h; lorsque le serrage a été effec- tué à fond, ce qui est rendu facilement réa lisable par le fait que les lignes 2) <I>h</I> et p' n sont sensiblement parallèles à l'axe, les sur faces<I>i</I> h et ?fa 72 sont en contact, comme montré fig. 13, la totalité de la surface<I>l in</I> est alors montée sur la surface 1) h, tandis que la surface<I>j i</I> est montée sur la surface p1 n,
et ces surfaces sont coincées les unes sur les autres avec un effort qui dépend de l'étendue des surfaces, de la déformation qu'il a fallu réaliser pour les amener, dans cette position et de la nature des métaux en con tact.
Les fig. 12 et 13 montrent en R et R' des renflements des filets, produits par la compression de la matière. Lorsque les filets de l'écrou et du boulon ont été amenés dans la position que montra la fig. 13, l'effort qui presse les surfaces d in et<I>j i</I> contre p h, et <I>pl</I> ii n'a pas pratiquement de composante dans le sens de l'axe, p <I>h</I> et<I>p' n</I> étant sen siblement parallèles à l'axe du boulon et de l'écrou.
Si, comme le montre la fig. 14, la sur face lin n'est pas montée toute entière sur p h, bien que<I>i h,</I> in n soient en contact (parce qu'on a donné<I>à l</I> in une dimension plus grande que<I>p</I> h), il n'y a de composante dans le sens f que pour la partie restée suit-<B><I>y p;</I></B> cette partie peut être aussi petite que l'on veut, mais il peut y avoir intérêt air con traire à lui donner une certaine longueur pour faciliter le décoincement de l'écrou quand on le desserre.
Ce fond de filet à deux petites qui, dans la forme d'exécution représentée fig. 11, est prévu sur l'écrou et sur le boulon, peut n'être prévu que sur l'un d'eux, par exemple sur l'écrou, comme le montre fig. 15 oit le fond du filet du boulon est parallèle à l'axe et oit aucun coincement rie se produit; de même, le fond de filet du boulon pourrait avoir une pente uniforme non nulle, comme celle de la fig. 9, tandis que le fond de filet de l'écrou aurait deux pentes, comme il a été décrit ou inversement.
On conçoit que le profil peut comporter divers chanfreins ou arrondis indiqués par <B>3</B> des considérations de facilité de fabrication, de glissement des surfaces l'une sui- l'autre, d'étendue de surfaces à faire coincer l'une sur l'autre, pour obtenir les résistances que l'on désire; les flaires des dents; tels que i h et in n, oit leurs opposés, peuvent être plus ou moins inclinés sur l'axe;
de préférence, on fera en sorte que le fond de filet de l'écrou et du boulon, ou seulement de l'un d'eux comporte au moins deux pentes, l'une, non nulle, destinée à produire le coincement, et l'autre nulle ou sensiblement nulle et cri tous cas inférieure à la première, destinée à main tenir l'écrou quand, en le serrant, on a fait monter les filets oit dents du filetage sur cette partie de pente nulle ou sensiblement nulle. Il va de soi que la pente nulle ou sensible ment nulle peut être uniforme ou composée de plusieurs éléments de droite.
Le profil du fond de filet décrit comme constitué au moins par deux éléments de droite, un incliné sur l'axe, l'autre parallèle ou sensiblement parallèle à cet axe, pourrait être réalisé par une courbe continue, telle que celle que montre fig. 16; il suffit, pour obtenir le maintien du coincement, que les tangentes à la courbe dans la partie voisine de g soient inclinées sur l'axe, comme indiqué en T, fig. 16, et que les tangentes à la courbe dans la partie voisine de h, fig. 16, soient sensiblement parallèles à l'axe, comme indiqué en T'.
L'adoption de ce fond de filet à deux pentes a, outre le maintien du coincement, deux autres conséquences intéressantes: 1 Comme la partie p h, fig. 11, du fond de filet est sensiblement parallèle à l'axe, le serrage de l'écrou se fait plus facilement, puisqu'il n'y a plus dans cette partie de dé formation à réaliser, et les surfaces -d'arrêt <I>i</I> h, rit <I>fa</I> viennent plus facilement en contact, de sorte que serré à fond, l'écrou rie peut plus avoir, sous les efforts dans le sens de l'axe auxquels il est soumis, de déplacement qui l'éloignerait des pièces serrées,
et cela garantit la permanence du serrage des pièces.
2 Comme ce n'est pas la pente donnée à la partie inclinée sur l'axe du fond de filet qui, lorsque l'écrou est serré, maintient le coincement, il n'est plus nécessaire de lui donner une valeur qui maintienne ce coince ment (environ 1/1z), mais au contraire on pourra lui donner une valeur plus grande, par exemple 1/c, ce qui permettra d'augmenter les tolérances de la fabrication; on ne sera limité dans la grandeur à donner à cette pente que par l'effort à réaliser pour l'amener, en serrant l'écrou, sur la partie parallèle ou sensiblement parallèle à l'axe.
Bolt with self-locking nut. The threads of the nuts and bolts are usually. regular profile, triangular, rectangular, etc., the two faces of the thread being equally inclined on the axis of the bolt.
The object of the present invention is a bolt with an indivisible nut, characterized by a thread having bearing surfaces during tightening, at least part of which forms with the axis an acute angle, the latter being less than that formed with the same. axes any of the non-bearing surfaces during tightening.
The appended drawing represents three embodiments of the object of the invention given by way of examples, as well as variants and applications.
Fig. 1 is a partial sectional view of an ordinary bolt and nut; Fig. 2 shows, in a similar way, a first embodiment; Figs. 3 and 4 show applications thereof and fig. 5 a variant ;.
Fig. 6 shows a second embodiment; Figs. 7 and 8 show different positions of the nut relative to the screw in this form; . Figs. 9 to 14 relate to a third embodiment; Finally, figs. 15 and 16 show variants of the latter form.
In the case of the usual nut shown in fig. 1, the angles <I> a </I> and R made by the opposite sides of the profile of the thread with respect to the axis of the screw are equal. In that of Dg. 2, on which a designates the nut, <I> b </I> the bolt, I 'the direction of the reaction that the nut supports during the sel- rage, the angel (31 is on the contrary much lower at the angle ar, this one having been shown close to <B> 900, </B> but being able to reach <B> 90 '. </B>
By choosing Pr we can ensure that the adhesion between the nut and its bolt. is greater than that between the nut and the part c to be tightened; when the latter vibrates or moves, the nut then moves with respect to said parts and not with respect to the bolt and, consequently, there can be no tightening.
On the other hand, it will be easy to loosen the nut in question with a (, é, like an ordinary nut. Optionally, to reduce the maximum moment to be exerted for this purpose, we can give the nut a conical base as indicated following fig. <B> 3, </B> in order to bring the point of contact between the nut and the part to be tightened as close as possible to the axis and, consequently, to reduce the moment of friction between them.
This slight taper makes it possible to reduce the inclination of the thread necessary to obtain the non-lockability, that is to say to increase the value of the angle P 'and consequently to increase the depth of the threads, equal to pitch and diameter.
When the clamped parts are subject to displacement relative to each other, and to wear, it is possible to interpose, between the nut and the clamped parts, an elastic washer, for example a Belleville washer d (fig. 4). , which has the effect of ensuring, despite wear, contact with sufficient pressure of the bearing faces of the threads of the nut and of the bolt and, thereby, <B>, </B> the unlockability sought.
When the parts which the bolt and the nut have to tighten do not need to be pressed against each other with considerable force by screwing the nut, we can give the angle R ' a value such that, when the nut has been tightened, it remains stuck on the bolt, even if the parts come to play; the nut is then fixed to the bolt a bit like a hot hoop.
We can say that 1P jamming of the nut on its bolt is in any case obtained by shooting said moment where the tangent of the angle j31 is smaller than the coefficient of friction of the metals in contact. When the nut is thus stuck on its bolt, the parts c, intended to be tightened, can take play without the nut ceasing to be stuck.
It is therefore not necessary, in this case, to interpose a washer d as before. In spite of everything, the nut can be unscrewed with a wrench by applying a maximum force equal to that which was applied to it at the time of tightening.
It has been said above that the value of the angle j3 ′ could be reduced significantly when the nut does not have to undergo too great an axial force. Indeed, one could fear that, under a considerable effort, the threads would crush and that the nut would be torn off.
The second embodiment according to FIG. 6 to 8 allows. to obviate these drawbacks, while benefiting from the jamming of the nut on its bolt. The part f ï of the thread, represented in phantom, is offset towards the axis of the bolt by an amount p. It is the same for the threads of the nut, in other words the thread, instead of having the profile e f i j has the profile <I> e </I> g h. i <I> j. </I>
The part g h. of the net shifted in depth is larger than the remaining <I> i j </I> part. The same offset is performed on the thread of the nut, each bearing face when tightening said nut comprising two offset parts of unequal length <I> l </I> m and ra <I> o. </ I >
Under these conditions, there is a gap between the faces m <I> ii, </I> of the nut and the faces h i of the bolt. Consequently, when the nut is placed on the bolt, the threads of the nut and of the screw occupy the position of FIG. 6.
But when the nut is tightened, the reaction being exerted in the direction of the arrow I '(fig. 7), the inclined faces <I> 1, </I> w and gh, on the one hand, and the faces <I> ii </I> o and ij on the other hand, slide one sui, the other and come into the position of fig. 7, the position in which the nut gets stuck on the bolt if the angle 131 is small enough.
Finally, if the forces which stress the nut in the direction of the axis become considerable, the threads take the position of FIG. 8 for which the faces <I> in ii, </I> and <I> hi, </I> perpendicular or substantially perpendicular <L the axis, come into contact, which limits the sliding movement in the nut.
We realize that this offset in depth of the threads determines abutment faces opposing the tearing of the nut in the case of abnormal forces in the direction of the axis, and that, despite this, the The non-lockability of the nut is ensured by the low value of the angle, P '.
It is also possible to thread in such a way that the faces <I> n </I> 7n and <I> i h </I> come into contact during normal tightening. Under these conditions, not only jamming occurs. along the faces g <I> h. </I> and d <I> m; </I> but also a clamping between the faces <I> mn </I> and <I> i h. </ I >
As the support face for clamping has been divided into two: parts offset from one another, it is no longer necessary for these two parts to be inclined, but it is sufficient that one of them is. This is what has been shown in dotted lines in FIG. 6. The outer face of the bolt thread is cylindrical.
It is not absolutely essential either that the faces <I> f </I> g, <I> m n, </I> h <I> i </I> be. bolt and nut are rigorously perpendicular to the axis. These faces can be truncated, as shown in dotted lines in FIG. 7, or rounded as shown in dotted lines in FIG. 8, or present brake channels as needed.
Likewise the faces <I> g h, </I> l <I> m, n o, i j </I> can be partially truncated and have on this part any profile.
If we consider figs. 9 and 10, we see that, when we tighten the nut a that they represent, in the direction .8l, its inclined bearing surfaces <I> l </I> m and <I> no </ I > slide on the corresponding surfaces y <I> h </I> and <I> ij </I> of the bolt <I> b </I> and get stuck, coming into the position of fig. 10.
In this position, if it is not pressed on the parts to be tightened because they have matte or worn, the nut is continuously urged to slide on the bearing surfaces in direction f under the action of the component directed in this direction, of the force which tightens the nut on the bolt. If the slope (tg (3 ') is suitable, this component is smaller than the force which, by friction, binds the nut to the bolt; therefore, the nut cannot move under the action of this com posing, and he gets stuck.
But if a shock occurs, it can happen that- this shock has a component in the direction f ', which is added to this first component and produces a total effort, in this direction <B> f O, </B> greater than that which, by friction, binds the nut to the bolt; therefore, the nut loosens.
This happens all the more easily as the angle e1 is greater; however, following a more or less rigorous execution, this slope could not be that envisaged to ensure a permanent wedge cement, and the nut could become loose = :: jam, if the parts which it tightens came to play, and if it was subjected to shocks carrying out forces of unfavorable intensity and directions.
To prevent unsticking, we give the profile of the jamming surface of the bottom of the threads, in the part closest to the bearing or stop surface (hi for the end = Ion, and min for the nut, fig. 11) a slope on the axis substantially zero.
This results in -a profile as shown in FIG. 11, o-à shows the relative position of the threads of the nut and- of the bolt before tightening; the parts <I> g p </I> of the bottom of the thread of the bolt b and o pl of the bottom of the thread of the nut a are inclined on the axis; the parts which follow them <I> p h </I> and pl <I> n: </I> are substantially parallel to the axis. As for the nets <I> L </I> m and <I> i j, </I> they are formed by inclined surfaces, the slope of which corresponds to those of the parts g p and pl o.
Under these conditions, when the nut is tightened; the reaction of the pieces that it clamps pushes it back in the direction S '(fig. 11); the surfaces Z m and p1 <I> o </I> of the nut <I> a </I> come to rest on the surfaces g <I> p </I> and <I> ij </ I > of the bolt U, then as one tightens, they slide on each other, crushing each other, by elastic deformation.
In fig. 12, we see them in an intermediate position; if, at the start, the point in was closer to the axis than the point p, it is then applied to p h with a force which depends on the elastic deformation force which was.
necessary to allow it to climb to the surface p h; when the tightening has been carried out fully, which is made easily achievable by the fact that the lines 2) <I> h </I> and p 'n are substantially parallel to the axis, the on faces < I> i </I> h and? Fa 72 are in contact, as shown in fig. 13, the entire surface <I> l in </I> is then mounted on the surface 1) h, while the surface <I> j i </I> is mounted on the surface p1 n,
and these surfaces are wedged one on top of the other with a force which depends on the extent of the surfaces, on the deformation which had to be carried out to bring them into this position and on the nature of the metals in contact.
Figs. 12 and 13 show at R and R 'the bulges of the threads, produced by the compression of the material. When the threads of the nut and bolt have been brought to the position shown in fig. 13, the force which presses the surfaces d in and <I> ji </I> against ph, and <I> pl </I> ii has practically no component in the direction of the axis, p < I> h </I> and <I> p 'n </I> being substantially parallel to the axis of the bolt and the nut.
If, as shown in fig. 14, the flax face is not entirely mounted on ph, although <I> ih, </I> in n are in contact (because we have given <I> to l </I> in a dimension greater than <I> p </I> h), there is a component in the sense f only for the remaining part follows- <B> <I> yp; </I> </B> this part can be as small as you want, but it may be advantageous on the contrary to give it a certain length to make it easier to loosen the nut when loosening it.
This net with two small ones which, in the embodiment shown in fig. 11, is provided on the nut and on the bolt, may only be provided on one of them, for example on the nut, as shown in fig. 15 where the bottom of the thread of the bolt is parallel to the axis and where no jamming occurs; Likewise, the thread root of the bolt could have a non-zero uniform slope, like that of FIG. 9, while the thread root of the nut would have two slopes, as has been described or vice versa.
It will be appreciated that the profile may have various chamfers or roundings indicated by <B> 3 </B> from considerations of ease of manufacture, of sliding of the surfaces one after the other, of the extent of surfaces to be jammed. 'one on the other, to obtain the resistances that one wishes; tooth noses; such that i h and in n, or their opposites, can be more or less inclined on the axis;
preferably, it will be ensured that the thread base of the nut and the bolt, or only of one of them, has at least two slopes, one, not zero, intended to produce the jamming, and the 'Other zero or substantially zero and cry all cases less than the first, intended to hand hold the nut when, by tightening, the threads or teeth of the thread have been brought up on this portion of zero or substantially zero slope. It goes without saying that the zero or substantially zero slope can be uniform or composed of several straight line elements.
The profile of the thread base described as constituted by at least two straight elements, one inclined on the axis, the other parallel or substantially parallel to this axis, could be produced by a continuous curve, such as that shown in FIG. 16; it suffices, to obtain the maintenance of the jamming, that the tangents to the curve in the part adjacent to g are inclined on the axis, as indicated at T, fig. 16, and that the tangents to the curve in the part close to h, fig. 16, are substantially parallel to the axis, as indicated at T '.
The adoption of this two-slope net base has, in addition to maintaining the jamming, two other interesting consequences: 1 As part p h, fig. 11, the thread root is substantially parallel to the axis, the tightening of the nut is done more easily, since there is no longer any deformation in this part to be produced, and the -stopping surfaces < I> i </I> h, rit <I> fa </I> come into contact more easily, so that when fully tightened, the nut may have more, under the forces in the direction of the axis which he is submissive, of displacement which would move him away from tight parts,
and this guarantees the permanence of the clamping of the parts.
2 As it is not the slope given to the part inclined on the axis of the thread root which, when the nut is tightened, maintains the jamming, it is no longer necessary to give it a value which maintains this jam ment (about 1 / 1z), but on the contrary we can give it a larger value, for example 1 / c, which will allow the tolerances of the production to be increased; the magnitude to be given to this slope will only be limited by the force to be carried out to bring it, by tightening the nut, to the part parallel or substantially parallel to the axis.