WO2008098641A1 - Gewindesicherung für eine gewindeverbindung - Google Patents

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WO2008098641A1
WO2008098641A1 PCT/EP2008/000015 EP2008000015W WO2008098641A1 WO 2008098641 A1 WO2008098641 A1 WO 2008098641A1 EP 2008000015 W EP2008000015 W EP 2008000015W WO 2008098641 A1 WO2008098641 A1 WO 2008098641A1
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thread
nut
tolerance
bolt
lock according
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PCT/EP2008/000015
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English (en)
French (fr)
Inventor
Rainer Süssenbach
Original Assignee
Böllhoff Verbindungstechnik GmbH
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Publication date
Application filed by Böllhoff Verbindungstechnik GmbH filed Critical Böllhoff Verbindungstechnik GmbH
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16B—DEVICES FOR FASTENING OR SECURING CONSTRUCTIONAL ELEMENTS OR MACHINE PARTS TOGETHER, e.g. NAILS, BOLTS, CIRCLIPS, CLAMPS, CLIPS OR WEDGES; JOINTS OR JOINTING
    • F16B39/00—Locking of screws, bolts or nuts
    • F16B39/22—Locking of screws, bolts or nuts in which the locking takes place during screwing down or tightening
    • F16B39/28—Locking of screws, bolts or nuts in which the locking takes place during screwing down or tightening by special members on, or shape of, the nut or bolt
    • F16B39/30—Locking exclusively by special shape of the screw-thread
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16B—DEVICES FOR FASTENING OR SECURING CONSTRUCTIONAL ELEMENTS OR MACHINE PARTS TOGETHER, e.g. NAILS, BOLTS, CIRCLIPS, CLAMPS, CLIPS OR WEDGES; JOINTS OR JOINTING
    • F16B33/00—Features common to bolt and nut
    • F16B33/006—Non-metallic fasteners using screw-thread

Definitions

  • the present invention relates to a screw lock for a threaded connection between a threaded bolt and a nut body made of plastic.
  • a thread locking a threaded connection between a bolt and a nut body made of metallic materials is achieved in a conventional manner that the bolt is acted upon by a corresponding torque with an axial biasing force and the resulting elastic expansion of the bolt acts as a spring tension.
  • this type of thread locking is not possible:
  • the present invention has for its object to provide a thread lock for a threaded connection between a nut body and a bolt of unequal material pairing, which is achieved by an over the nut thread uniformly distributed bias in the axial and radial directions and a consequent elastic deformation of the mother body pers and even with alternating stress, in particular heat exchange load of the screw is maintained.
  • the nut thread of the nut body is modified with respect to a standardized internal thread, a) that the maximum outside diameter of the nut thread is within the tolerance range of the outside diameter of the standardized bolt thread, and b) that the pitch of the nut thread changes by such an amount against the pitch of the bolt thread is that the resulting witnessed deformation of the nut body remains within a permissible range.
  • the pitch diameter, the core diameter and the outer diameter of the nut thread with respect to the corresponding diameter of the standardized internal thread each have a reduced degree of tolerance. This ensures that the thread flanks of the nut body and bolt at least after the second to third threads in contact with each other to distribute the load of the threaded connection to substantially the entire length of the threaded connection.
  • the bolt is preferably made of metallic material, in particular steel, while the nut body is made of a high-performance engineering plastic of high temperature resistance, high rigidity and high strength with low water absorption.
  • Figure 1 shows a nut body made of plastic in the form of a threaded insert with a modified female thread
  • Figure 2 is a sectional view corresponding to Figure 1 of a modified embodiment of the threaded insert
  • Figure 3 is a schematic representation of a part of a threaded connection between a male thread and female thread in the form of ISO metric threads according to DIN 13;
  • Figure 4 is a representation corresponding to Figure 3 of a threaded connection according to the invention modified nut thread;
  • Figure 5 is a half-section of the threaded insert shown in Figure 1 within a plastic carrier part before screwing a (not shown) bolt.
  • FIG. 6 shows a representation of the threaded insert corresponding to FIG. 5 after screwing in the bolt (not shown);
  • Figure 7 is a schematic representation of the thread deformation between the bolt thread and nut thread in the range of about the tenth thread in the unscrewed state;
  • FIG. 8 shows a representation corresponding to FIG. 7 in the screwed state
  • FIG. 9 shows a representation corresponding to FIG. 8 without consideration of the friction.
  • Figure 1 shows a nut body 2 * in the form of a threaded insert made of plastic.
  • the nut body 2 * is provided with a nut thread 4 *, which is modified according to the invention with respect to a standardized internal thread, as will be explained in more detail below.
  • the nut body 2 * is provided with a self-tapping external thread 6 with which it can be screwed into a plastic carrier part (see FIGS. 5 and 6).
  • the nut body 2 * shown in FIG. 2 differs from the nut body 2 * in FIG. 1 only in that, instead of the self-tapping external thread 6, it is provided with a sawtooth-like external thread 6 'with which the threaded insert is inserted - for example by an ultrasonic welding process - Thermally embed in a plastic carrier part (not shown).
  • the nut body does not have to be formed as a threaded insert; Rather, the nut body may be formed in any other way, for example as a nut, housing part, support part, etc .; Essential to the invention is merely that it is provided with a modified according to the invention nut thread.
  • FIG. 3 shows the thread formation of a conventional threaded connection between a nut body 2 with an internal thread 4 and a nem bolt 8 with an external thread 10, which are designed as metric ISO thread according to DIN 13.
  • the usual mechanical engineering combination of tolerance classes were selected, namely the tolerance class 6H for the internal thread 4 and the tolerance class 6g for the external thread 10th
  • the tolerance class is denoted by numbers and the tolerance field position by letters, with large letters for the internal thread and small letters for the external thread.
  • the relevant standards in particular DIN 13-19, DIN 13-20, DIN ISO 965-1 and others. directed.
  • the tolerance ranges shown hatched in FIG. For the internal thread 4 of the nut body 2, the smallest flank diameter D 2 m i n according to the tolerance field position H is equal to the diameter of a reference line Ref (H line), and the largest flank diameter D 2 max results from the tolerance grade 6, which is due to the tolerance field 14 is illustrated. Shown in Figure 3 are also the largest and smallest core diameter Dl max or Dl min and the smallest outer diameter D2 min for the internal thread 4 of the nut body 2.
  • the external thread 10 of the bolt 8 has the largest pitch diameter d2 max according to the tolerance field g a predetermined Distance to the reference line Ref, whereby the thread clearance S is formed.
  • the smallest pitch diameter d2 min is defined by the tolerance class 6, which is illustrated by the tolerance field 16. Further, in Figure 3 for the external thread 10 of the largest and smallest outer diameter d max and d m i n and the largest and smallest inner diameter dl max and dl min indicated.
  • the threads 4 and 10 in Figure 3 are also formed as a standard thread according to ISO 261, through which standard set a certain slope P. becomes.
  • standard set a certain slope P. becomes For further details of the thread pairing shown in Figure 3 can be made to the relevant standards.
  • FIG. 4 shows a representation corresponding to FIG. 3 of a threaded connection designed according to the invention, in which the nut thread 4 * of the nut body 2 * is modified with respect to the internal thread 4 of the nut body 2 of FIG. 3 in order to ensure a threaded locking of the threaded connection.
  • the external thread 10 of the bolt 8 is identical to that in Figure 3. That means that the external thread 10 has the tolerance class 6g and the slope P.
  • the nut thread 4 * of the nut body 2 * is compared to the standardized internal thread 2 of the tolerance class 6H in Fig. 3 in the following
  • the flank diameter receives the new tolerance class 4F.
  • the smallest diameter D 2 * min corresponding to the new tolerance field position becomes larger than the standardized smallest flank diameter D 2 min , which is indicated by the distance 18 to the H-line Ref. This in turn leads to a larger thread clearance S *.
  • the smaller tolerance grade 4 means a smaller tolerance field 14 * or a smaller tolerance.
  • the tolerance position H is maintained, so that the smallest core diameter Dl * min equal to the standardized smallest core diameter Dl min .
  • the degree of tolerance of the core diameter is reduced, preferably so that the tolerance Dl * max -Dl * min to approximately Vi of the tolerance Dl max -Dl rnilI the core diameter of the genorm- th internal thread 4 is reduced in Figure 3.
  • the tolerance Dl * max - Dl * ' is then about 0.1 mm.
  • the outer diameter of the female thread 4 * is modified in such a way that the largest outer diameter D * max lies within the tolerance field d ma d-d m i n of the bolt thread 10 and preferably in the middle of this tolerance field.
  • the tolerance D * max -D * min of the outer diameter is significantly smaller than the tolerance d max -d min of the outer diameter of the bolt thread according to Figure 3 and is preferably VA of the tolerance d max -d min .
  • the tolerance D * max -D * min is approximately 0.05 mm.
  • the pitch P * of the nut thread 4 * is also modified relative to the pitch P of the standardized internal thread 4 or of the bolt thread 10.
  • the pitch P * is greater than the pitch P; in principle, however, P * could also be smaller than P.
  • the change of the pitch (slope delay) is chosen so that the caused by the pitch distortion deformation of the nut body 2 * is as large as possible, but within the permissible range of the material of the nut body 2 * remains.
  • the pitch delay is selected as a function of the length of the nut thread 4 *.
  • the modified pitch P * is approximately 1.4 times the pitch P of the standard thread.
  • the length L * of the nut body 2 * ( Figure 1) is therefore larger by a corresponding amount than the length of a corresponding nut body 2 with standardized internal thread 4.
  • the factor with the slope P to is multiplied, selected correspondingly smaller or larger.
  • the slope delay is not shown.
  • the geometric and functional effect of the pitch distortion will be explained in more detail in the description of the operation of the modified thread pairing in connection with the figures 7 to 9. 5.
  • the nut body 2 * consists of plastic. Conveniently, it is made of a high-performance engineering plastic high temperature resistance, high rigidity and high strength with low water absorption. Preferred materials are PPA-GF, PPS-GF, PEI-GF and PEEK-
  • the bolt 8 is suitably made of a metallic
  • FIG. 7 shows the pitch draft .DELTA.P between the bolt thread 10 and the modified nut thread 4 * in the region of approximately the tenth thread, wherein the threads are not in engagement with each other and in the
  • the bolt thread 10 Upon further screwing of the bolt thread 10 into the nut thread 4 *, the bolt thread 10 exerts a force in the axial direction on the flanks of the nut thread 4 *. Due to the inclination of the flanks (flank angle 30 °), the bolt thread 10 also exerts a radial force on the flanks of the nut thread 4 *, as a result of which the nut body 2 * is radially widened. This is illustrated in FIG. 6 by a force diagram in which F a represents the axial force component, F r the radial force component and F the force which is perpendicular to the respective flank of the nut thread 4 *.
  • FIG. 8 shows this state for approximately the tenth thread turn, that is to say in the region of the dot-dashed circle Y in FIG. 6.
  • the length of the nut body 2 has become smaller as a result of the axially acting compressive stress Nut thread 4 * in the area of the dot-dash circle Y has radially expanded.
  • the pitch delay .DELTA.P with respect to the material properties of the nut body 2 * was chosen so that the maximum deformation of the nut body 2 * in the axial as well as in the radial direction within the permissible (elastic and reversible) strain range of the nut body 2 * stays.
  • An important aspect here is that despite the radial widening of the nut thread 4 * a maximum overlap between the thread flanks of the bolt thread 10 and the nut thread 4 is present. This is achieved in that the largest outside diameter D * max of the nut thread 4 * in this undeformed state (FIG. 4) is within the tolerance range of the outside diameter of the bolt thread 10 and also the tolerance of the outside diameter of the nut thread
  • Figures 8 and 9 show the axial and radial deformation of the nut thread 4 * in the region of the tenth thread (dash-dotted circle Y in Fig. 6) once with consideration of the friction and on the other hand without consideration of the friction. Without friction (Figure 9), the nut thread 4 * is more radially expanded, resulting in a corresponding pitch distortion ⁇ P '10 in the range of the tenth thread result. This is also illustrated by the force diagram with the axial force F a , the radial force F ' r and the force F' perpendicular to the thread flanks. If, according to the actual conditions, the friction is taken into account via a friction angle ⁇ (FIG.
  • Nut thread 4 * results in a uniform load distribution over the entire thread length of the threaded connection. Furthermore, since a maximum flank coverage of the thread is ensured by the modification of the nut thread 4 *, a relatively large tightening torque and a high tensile load and a resulting large bias in the screw are possible without overstretching the material of the nut body 2 * and to lead to a corresponding destruction or relaxation of the plastic. The bias acting in both the axial and in the radial direction therefore ensures optimum thread locking of the threaded connection.

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Abstract

Gewindesicherung für eine Gewindeverbindung zwischen einem Mutterkörper (2*) aus Kunststoff mit einem Muttergewinde (4*) und einem Bolzen (8) mit einem Bolzengewinde (10), von denen das Bolzengewinde (10) ein genormtes Außengewinde einer vorgegebenen Toleranzklasse aus Toleranzgrad und Toleranzfeldlage ist und das Muttergewinde (4*) bezüglich eines dem genormten Außengewinde zugeordneten genormten Innengewindes (4) so modifiziert ist, a) dass das Höchstmaß des Außendurchmessers (D*max) des Muttergewindes (4*) innerhalb des Toleranzfeldes (dmax-dmin) des Außendurchmessers des Bolzengewindes (10) liegt und b) dass die Steigung (P*) des Muttergewindes (4*) gegenüber der Steigung (P) des Bolzengewindes (10) um einen solchen Betrag verändert ist, dass die hierdurch erzeugte Verformung des Mutterkörpers (2*) innerhalb eines zulässigen Bereiches bleibt.

Description

Gewindesicherung für eine Gewindeverbindung
Beschreibung
Gebiet der Erfindung
Die vorliegende Erfindung betrifft eine Schraubensicherung für eine Gewindeverbindung zwischen einem Gewindebolzen und einem Mutterkörper aus Kunststoff.
Eine Gewindesicherung einer Gewindeverbindung zwischen einem Bolzen und einem Mutterkörper aus metallischen Werkstoffen wird in herkömmlicher Weise dadurch erzielt, dass der Bolzen durch ein entsprechendes Anzugsmoment mit einer axialen Vorspannkraft beaufschlagt wird und die hieraus resultierende elastische Dehnung des Bolzens als Federspannkraft wirkt. Bei Schraubverbindungen mit ungleicher Werkstoffpaarung, bei der beispielsweise die Schraube aus Stahl und der Mutterkörper aus Kunststoff besteht, ist diese Art der Gewindesicherung nicht möglich:
- Das hohe Anzugsmoment für die axiale Vorspannkraft des Bolzens würde den Kunststoff des Mutterkörpers zerstören. - Wenn das Anzugsmoment auf den Kunststoff des Mutterkörpers abgestimmt ist, führt dies zu einer Verformung ausschließlich des Mutterkörpers; die Folge ist eine erhöhte Spannung nur in den ersten Gewindegängen, während die übrigen Gewindegänge entlastet sind.
- Die erhöhte Spannung und die hieraus resultierende Verformung im Bereich der ersten Gewindegänge führt dazu, dass der Kunststoff sehr schnell an die Grenzen seiner Festigkeitseigenschaften gelangt. Dies wiederum mindert die Größe des von der Schraubverbindung aufnehmbaren Drehmomentes bzw. der Zuglast in der Schraubverbindung.
- Es ergibt sich keine Gewindesicherung, da die in den ersten Gewindegängen wirkende Spannung bei Wärmewechselbelastungen aufgrund einer Relaxation des Kunststoffes gegen Null geht, so dass sich die Gewindeverbindung bei weiterer Wechselbelastung lösen wird.
Zusammenfassung der Erfindung
Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Gewindesicherung für eine Gewindeverbindung zwischen einem Mutterkörper und einem Bolzen ungleicher Werkstoffpaarung zu schaffen, die durch eine über das Muttergewinde gleichmäßig verteilte Vorspannung in axialer und radialer Richtung und eine hierdurch bedingte elastische Verformung des Mutterkör- pers erzielt wird und auch bei Wechselbeanspruchung, insbesondere Wärmewechselbelastung der Schraubverbindung erhalten bleibt.
Diese Aufgabe wird durch die in Anspruch 1 definierte Gewindesiche rung gelöst.
Erfindungsgemäß ist das Muttergewinde des Mutterkörpers bezüglich eines genormten Innengewindes so modifiziert, a) dass das Höchstmaß des Außendurchmessers des Muttergewindes innerhalb des Toleranzfeldes des Außendurchmessers des genormten Bolzengewindes liegt, und b) dass die Steigung des Muttergewindes gegenüber der Steigung des Bolzengewindes um einen solchen Betrag verändert ist, dass die hierdurch er- zeugte Verformung des Mutterkörpers innerhalb eines zulässigen Bereiches bleibt.
Aufgrund des Steigungsversatzes zwischen dem Muttergewinde und dem Bolzengewinde kommt es beim Einschrauben des Bolzens in den Mutter- körper - nach dem ungefähr zweiten bis dritten Gewindegang - zu einer elastischen Verformung des Mutterkörpers im Bereich des Muttergewindes. Hierdurch wird auf die Gewindeflanken des Mutterkörpers eine entsprechende Druckspannung in Achsrichtung ausgeübt, während gleichzeitig der Mutterkörper im Bereich des Muttergewindes radial aufgeweitet wird. Da das Höchstmaß des Außendurchmessers des modifizierten Muttergewindes innerhalb, vorzugsweise in der Mitte, des Toleranzfeldes des Außendurchmessers des Bolzengewindes liegt und somit gegenüber dem Bolzengewinde radial nach innen versetzt ist, wird trotz der radialen Aufweitung des Mutterkörpers eine optimale Überdeckung der Gewindeflanken des Bolzens und Mutterkör- pers erreicht.
Aufgrund des modifizierten Muttergewindes wird somit in der Gewindeverbindung eine Vorspannung sowohl in Achs- wie auch in der Radialrichtung erzeugt. Wenngleich die auf den Mutterkörper wirkende Vorspannung und die hierdurch bedingte Verformung des Mutterkörpers im zulässigen Be- reich liegt, kann das Anzugsmoment und somit die Vorspannung der Schraubverbindung relativ groß gewählt werden, da die Beanspruchung des Mutterkörpers gleichmäßig über der gesamten Länge des Muttergewindes verteilt ist. Dies führt zu einer optimalen Gewindesicherung, die auch bei Wiederholver- schraubungen und Wechselbeanspruchungen, insbesondere Wärmewechsellas- ten, erhalten bleibt.
In weiterer Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, dass der Flankendurchmesser, der Kerndurchmesser und der Außendurchmesser des Muttergewindes bezüglich der entsprechenden Durchmesser des genormten Innengewindes jeweils einen reduzierten Toleranzgrad haben. Hierdurch wird sichergestellt, dass die Gewindeflanken des Mutterkörpers und Bolzens spätes- tens nach dem zweiten bis dritten Gewindegang in Kontakt miteinander gelangen, um die Belastung der Gewindeverbindung auf im Wesentlichen die gesamte Länge der Gewindeverbindung zu verteilen.
Der Bolzen ist vorzugsweise aus metallischem Werkstoff, insbesonde- re Stahl, hergestellt, während der Mutterkörper aus einem technischen Hochleistungskunststoff hoher Temperaturbeständigkeit, hoher Steifigkeit und hoher Festigkeit bei geringer Wasseraufnahme hergestellt ist.
Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen und Weiterbildungen der Erfindung gehen aus den abhängigen Ansprüchen hervor.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Anhand der Zeichnungen werden weitere Einzelheiten der Erfindung näher erläutert. Es zeigt:
Figur 1 einen Mutterkörper aus Kunststoff in Form eines Gewindeeinsatzes mit einem modifizierten Muttergewinde;
Figur 2 eine der Figur 1 entsprechende Schnittdarstellung eines abgewandelten Ausführungsbeispieles des Gewindeeinsatzes; Figur 3 eine schematische Darstellung eines Teils einer Gewindeverbindung zwischen einem Bolzengewinde und Muttergewinde in Form von metrischen ISO-Gewinden nach DIN 13;
Figur 4 eine der Figur 3 entsprechende Darstellung einer Gewindeverbindung mit erfindungsgemäß modifiziertem Muttergewinde; Figur 5 einen Halbschnitt des in Figur 1 gezeigten Gewindeeinsatzes innerhalb eines Kunststoffträgerteils vor Einschrauben eines (nicht gezeigten) Bolzens;
Figur 6 eine der Figur 5 entsprechende Darstellung des Gewindeeinsatzes nach Einschrauben des (nicht gezeigten) Bolzens; Figur 7 eine schematische Darstellung des Gewindeverzuges zwischen dem Bolzengewinde und Mutterngewinde im Bereich ungefähr des zehnten Gewindeganges im unverschraubten Zustand;
Figur 8 eine der Figur 7 entsprechende Darstellung im ver- schraubten Zustand;
Figur 9 eine der Figur 8 entsprechende Darstellung ohne Berücksichtigung der Reibung.
Detaillierte Beschreibung bevorzugter Ausführungsbeispiele
Figur 1 zeigt einen Mutterkörper 2* in Form eines Gewindeeinsatzes aus Kunststoff. Der Mutterkörper 2* ist mit einem Muttergewinde 4* versehen, das erfindungsgemäß gegenüber einem genormten Innengewinde modifiziert ist, wie im Folgenden genauer erläutert wird. Im dargestellten Ausführungsbei- spiel ist der Mutterkörper 2* mit einem selbstfurchenden Außengewinde 6 versehen, mit dem es in ein Kunststoffträgerteil einschraubbar ist (siehe Figuren 5 und 6).
Der in Figur 2 dargestellte Mutterkörper 2* unterscheidet sich von dem Mutterkörper 2* in Figur 1 lediglich dadurch, dass er statt mit dem selbst- furchenden Außengewinde 6 mit einem sägezahnartigen Außengewinde 6' versehen ist, mit dem sich der Gewindeeinsatz - beispielsweise durch ein Ultraschallschweißverfahren - in ein Kunststoffträgerteil (nicht gezeigt) thermisch einbetten lässt.
Es sei jedoch darauf hingewiesen, dass der Mutterkörper nicht als Gewindeeinsatz ausgebildet sein muss; vielmehr kann der Mutterkörper in beliebig anderer Weise, beispielsweise als Mutter, Gehäuseteil, Trägerteil, etc. ausgebildet sein; erfindungswesentlich ist lediglich, dass er mit einem erfindungsgemäß modifizierten Muttergewinde versehen ist.
Figur 3 zeigt die Gewindeausbildung einer herkömmlichen Gewinde - Verbindung zwischen einem Mutterkörper 2 mit einem Innengewinde 4 und ei- nem Bolzen 8 mit einem Außengewinde 10, welche als metrische ISO- Gewinde gemäß DIN 13 ausgebildet sind. Für die Toleranzen der Gewinde 4 und 10 bezüglich des Grundprofiles 12 wurden die im Maschinenbau übliche Kombination von Toleranzklassen gewählt, und zwar die Toleranzklasse 6H für das Innengewinde 4 und die Toleranzklasse 6g für das Außengewinde 10.
Bekanntlich wird die Toleranzklasse mit Ziffern und die Toleranzfeldlage mit Buchstaben bezeichnet, wobei für das Innengewinde große Buchstaben und für das Außengewinde kleine Buchstaben verwendet werden. Wegen weiterer Einzelheiten sei auf die einschlägigen Normen, insbesondere DIN 13-19, DIN 13- 20, DIN ISO 965-1 u.a. verwiesen.
Wie sich Figur 3 entnehmen lässt, ergeben sich bei dieser Kombination von Toleranzklassen die in der Figur schraffiert dargestellten Toleranzbereiche. Für das Innengewinde 4 des Mutterkörpers 2 ist der kleinste Flankendurchmesser D2min gemäß der Toleranzfeldlage H gleich dem Durchmesser ei- ner Referenzlinie Ref (H-Linie), und der größte Flankendurchmesser D2max ergibt sich aus dem Toleranzgrad 6, was durch das Toleranzfeld 14 veranschaulicht wird. Dargestellt in Figur 3 sind ferner der größte und kleinste Kerndurchmesser Dlmax bzw. Dlmin und der kleinste Außendurchmesser D2min für das Innengewinde 4 des Mutterkörpers 2. Bei dem Außengewinde 10 des Bolzens 8 hat der größte Flankendurchmesser d2max gemäß der Toleranzfeldlage g einen vorgegebenen Abstand zu der Referenzlinie Ref, wodurch das Gewindespiel S gebildet wird. Der kleinste Flankendurchmesser d2min ist durch die Toleranzklasse 6 festgelegt, was durch das Toleranzfeld 16 veranschaulicht wird. Ferner sind in Figur 3 für das Außengewinde 10 der größte und kleinste Außendurchmesser dmax und dmin sowie der größte und kleinste Innendurchmesser dlmax und dlmin angedeutet.
Die Gewinde 4 und 10 in Figur 3 sind ferner als Regelgewinde nach ISO 261 ausgebildet, durch welche Norm eine bestimmte Steigung P festgelegt wird. Wegen weiterer Einzelheiten der in Figur 3 dargestellten Gewindepaarung kann auf die einschlägigen Normen verwiesen werden.
Modifizierte Gewindeverbindung der Fig. 4
Figur 4 zeigt eine der Figur 3 entsprechende Darstellung einer erfindungsgemäß ausgebildeten Gewindeverbindung, bei der das Muttergewinde 4* des Mutterkörpers 2* gegenüber dem Innengewinde 4 des Mutterkörpers 2 der Figur 3 modifiziert ist, um für eine Gewindesicherung der Gewindeverbindung zu sorgen.
In der Ge winde Verbindung der Figur 4 ist das Außengewinde 10 des Bolzens 8 identisch mit demjenigen in Figur 3. Das bedeutet, dass das Außengewinde 10 die Toleranzklasse 6g und die Steigung P hat.
Das Muttergewinde 4* des Mutterkörpers 2* ist gegenüber dem ge- normten Innengewinde 2 der Toleranzklasse 6H in Fig. 3 in der folgenden
Weise modifiziert:
1.) Flankendurchmesser
Der Flankendurchmesser erhält die neue Toleranzklasse 4F. Dadurch wird der kleinste Durchmesser D2*min entsprechend der neuen Toleranzfeldla- ge gegenüber dem genormten kleinsten Flankendurchmesser D2min größer, was durch den Abstand 18 zur H-Linie Ref angedeutet wird. Dies wiederum führt zu einem größeren Gewindespiel S*. Der kleinere Toleranzgrad 4 bedeutet ein kleineres Toleranzfeld 14* bzw. eine kleinere Toleranz.
2.) Kerndurchmesser Für den Kerndurchmesser wird die Toleranzlage H beibehalten, so dass der kleinste Kerndurchmesser Dl *min gleich dem genormten kleinsten Kerndurchmesser Dlmin ist. Dagegen wird der Toleranzgrad des Kerndurchmessers reduziert, und zwar vorzugsweise so, dass die Toleranz Dl*max-Dl*min auf ungefährt Vi der Toleranz Dlmax-DlrnilI des Kerndurchmessers des genorm- ten Innengewindes 4 in Figur 3 reduziert wird. Die Toleranz Dl*max - Dl * ' beträgt dann ungefähr 0,1 mm.
3.) Außendurchmesser
Der Außendurchmesser des Muttergewindes 4* ist in der Weise modi- fiziert, dass der größte Außendurchmesser D*max innerhalb des Toleranzfeldes dmaχ- dmin des Bolzengewindes 10 und vorzugsweise in der Mitte dieses Toleranzfeldes liegt. Die Toleranz D*max-D*min des Außendurchmessers ist deutlich kleiner als die Toleranz dmax-dmin des Außendurchmessers des Bolzengewindes gemäß Figur 3 und beträgt vorzugsweise VA der Toleranz dmax-dmin. Im darge- stellten Ausführungsbeispiel beträgt die Toleranz D*max - D*min ungefähr 0,05 mm.
4.) Steigung
Auch die Steigung P* des Muttergewindes 4* ist gegenüber der Steigung P des genormten Innengewindes 4 bzw. des Bolzengewindes 10 modifi- ziert. Im Ausführungsbeispiel ist die Steigung P* größer als die Steigung P; grundsätzlich könnte jedoch auch P* kleiner als P sein. Die Änderung der Steigung (Steigungsverzug) wird so gewählt, dass die durch den Steigungsverzug hervorgerufene Verformung des Mutterkörpers 2* möglichst groß wird, jedoch innerhalb des zulässigen Bereiches des Werkstoffes des Mutterkörpers 2* bleibt.
Der Steigungsverzug wird in Abhängigkeit von der Länge des Muttergewindes 4* gewählt. Im bevorzugten Ausführungsbeispiel, bei dem das Muttergewinde 4* ungefähr zehn Gewindegänge hat, beträgt die modifizierte Steigung P* das ungefähr l,04fache der Steigung P des Regelgewindes. Die Länge L* des Mutterkörpers 2* (Figur 1) ist daher um einen entsprechenden Betrag größer als die Länge eines entsprechenden Mutterkörpers 2 mit genormtem Innengewinde 4. Bei einer größeren bzw. kleineren Anzahl von Gewindegängen wird der Faktor, mit dem die Steigung P zu multiplizieren ist, entsprechend kleiner bzw. größer gewählt. In Figur 4 ist der Steigungsverzug nicht dargestellt. Die geometrische und funktionale Auswirkung des Steigungsverzuges wird jedoch bei der Beschreibung der Funktionsweise der modifizierten Gewindepaarung in Verbindung mit den Figuren 7 bis 9 noch genauer erläutert. 5.) Werkstoff
Wie bereits erwähnt, besteht der Mutterkörper 2* aus Kunststoff. Zweckmäßigerweise wird er aus einem technischen Hochleistungskunststoff hoher Temperaturbeständigkeit, hoher Steifigkeit sowie hoher Festigkeit bei geringer Wasseraufnahme hergestellt. Bevorzugte Werkstoffe sind PPA-GF, PPS-GF, PEI-GF und PEEK-
GF. Es können jedoch auch andere thermische Hochleistungskunststoffe eingesetzt werden, beispielsweise PA-Hochglasgefüllt oder die Werkstoffe PA, PPA, PPS, PEI, PEEK mit einer Füllstoffverstärkung wie glasfaserverstärkt, carbonfaserverstärkt, carbonfaserverstärkt und glasfaserverstärkt. Der Bolzen 8 besteht zweckmäßigerweise aus einem metallischen
Werkstoff, insbesondere Stahl. 6.) Funktionsweise
Figur 7 zeigt den Steigungsverzug ΔP zwischen dem Bolzengewinde 10 und dem modifizierten Muttergewinde 4* im Bereich ungefähr des zehnten Gewindegangs, wobei die Gewinde nicht in Eingriff miteinander stehen und im
Bereich des ersten Gewindegangs in der gleichen Radialebene liegen. Aufgrund des Steigungsverzuges ΔP hat das modifizierte Muttergewinde 4* eine größere Länge als das genormte Innengewinde 4 gemäß Figur 3. Die Folge ist, dass beim Einschrauben des Bolzens 8 der Mutterkörper 2* axial komprimiert und radial aufgeweitet wird, wie im Folgenden näher erläutert wird.
Wenn der Bolzen 8 mit seinem Bolzengewinde 10 in das Muttergewinde 4* des Mutterkörpers 2* eingeschraubt wird, wird im Bereich des strichpunktierten Kreises X in Fig. 5, spätestens nach dem zweiten bis dritten Ge- windegang das Gewindespiel S* (Figur 4) überwunden, so dass die Flanken des Bolzen- und Muttergewindes in Anlage zueinander gelangen. Dies wird, wie bereits erwähnt, durch den verringerten Toleranzgrad (Toleranzfeld 14* in Figur 4) des Flankendurchmessers wie auch den verringerten Toleranzgrad des Kern- und Außendurchmessers des Muttergewindes 4* sichergestellt.
Beim weiteren Eindrehen des Bolzengewindes 10 in das Mutterge- winde 4* übt das Bolzengewinde 10 auf die Flanken des Muttergewindes 4* eine Kraft in axialer Richtung aus. Aufgrund der Neigung der Flanken (Flankenwinkel 30°) übt das Bolzengewinde 10 auch eine radiale Kraft auf die Flanken des Muttergewindes 4* aus, wodurch der Mutterkörper 2* radial aufgeweitet wird. Dies wird in Figur 6 durch ein Kraftdiagramm veranschaulicht, in dem Fa die axiale Kraftkomponente, Fr die radiale Kraftkomponente und F diejenige Kraft darstellt, die senkrecht auf der betreffenden Flanke des Muttergewindes 4* steht.
Figur 8 zeigt diesen Zustand für den ungefähr zehnten Gewindegang, also im Bereich des strichpunktierten Kreises Y in Figur 6. Wie in Figur 6 ü- bertrieben dargestellt ist, ist die Länge des Mutterkörpers 2* aufgrund der axial wirkenden Druckspannung kleiner geworden, während sich das Muttergewinde 4* im Bereich des strichpunktierten Kreises Y radial aufgeweitet hat.
Wichtig hierbei ist, dass der Steigungsverzug ΔP im Hinblick auf die Werkstoff eigenschaften des Mutterkörpers 2* so gewählt wurde, dass die ma- ximale Verformung des Mutterkörpers 2* in axialer wie auch in radialer Richtung innerhalb des zulässigen (elastischen und reversiblen) Dehnungsbereiches des Mutterkörpers 2* bleibt. Ein wichtiger Gesichtspunkt hierbei ist, dass trotz der radialen Aufweitung des Muttergewindes 4* eine maximale Überdeckung zwischen den Gewindeflanken des Bolzengewindes 10 und des Muttergewin- des 4 vorhanden ist. Dies wird dadurch erreicht, dass der größte Außendurchmesser D*max des Muttergewindes 4* in diesem unverformten Zustand (Fig. 4) innerhalb des Toleranzfeldes des Außendurchmessers des Bolzengewindes 10 liegt und außerdem die Toleranz des Außendurchmessers des Muttergewindes
4* in der beschriebenen Weise eingeschränkt wurde. Die Figuren 8 und 9 zeigen die axiale und radiale Verformung des Muttergewindes 4* im Bereich des zehnten Gewindeganges (strichpunktierter Kreis Y in Fig. 6) und zwar einmal mit Berücksichtigung der Reibung und zum anderen ohne Berücksichtigung der Reibung. Ohne Reibung (Figur 9) wird das Muttergewinde 4* stärker radial aufgeweitet, was einen entsprechenden Steigungsverzug ΔP'10 im Bereich des zehnten Gewindeganges zur Folge hat. Dies wird auch durch das Kraftdiagramm mit der Axialkraft Fa, der Radialkraft F'r und der auf den Gewindeflanken senkrecht stehenden Kraft F' veranschaulicht. Wird entsprechend den tatsächlichen Verhältnissen die Reibung über einen Reibungswinkel α (Figur 8) berücksichtigt, ergibt sich eine geringere radiale Aufweitung des Muttergewindes 4* und ein entsprechender Steigungsverzug AP10. Dies wiederum führt zu dem erwünschten Ergebnis einer maximalen Überdeckung der Gewindeflanken des Bolzen- und Muttergewindes. Auf Grund des Steigungsverzuges und der übrigen Modifikationen des
Muttergewindes 4* ergibt sich eine gleichmäßige Lastverteilung über der gesamten Gewindelänge der Gewindeverbindung. Da ferner durch die Modifizierung des Muttergewindes 4* eine maximale Flankenüberdeckung der Gewinde sichergestellt wird, sind ein relativ großes Anzugsmoment und eine hohe Zug- last sowie eine daraus resultierende große Vorspannung in der Schraubverbindung möglich, ohne zu einer Überdehnung des Werkstoffes des Mutterkörpers 2* und einer entsprechenden Zerstörung bzw. Relaxation des Kunststoffes zu führen. Die sowohl in axialer wie auch in radialer Richtung wirkende Vorspannung sorgt daher für eine optimale Gewindesicherung der Gewindeverbin- düng.
Wird die Gewindeverbindung einer Wärmewechsellast ausgesetzt, so erfolgen auf Grund der in der Gewindeverbindung herrschenden Vorspannung die thermisch bedingten Längen- und Durchmesseränderungen des Bolzens 8 und des Mutterkörpers 2* in gleicher Richtung. Da ferner die Ausdehnungsko- effizienten der Werkstoffe des Bolzens 8 und Mutterkörpers 2* in ähnlicher Größenordnung liegen, bleibt die auf die Schraubverbindung wirkende Vorspannung und damit die Gewindesicherung auch bei Temperaturwechsel in im Wesentlichen gleicher Größe erhalten.
Dies gilt auch für Wiederholverschraubungen und andere Wechselbeanspruchungen der Gewindeverbindung. Versuche haben im übrigen gezeigt, dass nach mehrfachen Wiederholverschraubungen und/oder Wärmewechselbelastungen das Lösemoment der Schraubverbindung nicht nur erhalten bleibt, sondern sogar noch größer werden kann.

Claims

Ansprüche
1. Gewindesicherung für eine Gewindeverbindung zwischen einem Mutterkörper (2*) aus Kunststoff mit einem Muttergewinde (4*) und einem Bolzen (8) mit einem Bolzengewinde (10), von denen das Bolzengewinde (10) ein genormtes Außengewinde einer vorgegebenen Toleranzklasse aus Toleranzgrad und Toleranzfeldlage ist und das Muttergewinde (4*) bezüglich eines dem genormten Außengewinde zugeordneten genormten Innengewindes (4) so modifiziert ist, a) dass das Höchstmaß des Außendurchmessers (D*max) des Muttergewindes (4*) innerhalb des Toleranzfeldes (dmax-dmin) des Außendurchmessers des Bolzengewindes (10) liegt und b) dass die Steigung (P*) des Muttergewindes (4*) gegenüber der Steigung (P) des Bolzengewindes (10) um einen solchen Betrag verändert ist, dass die hierdurch erzeugte Verformung des Mutterkörpers (2*) innerhalb eines zulässigen Bereiches bleibt.
2. Gewindesicherung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Höchstmaß des Außendurchmessers (D*max) des Muttergewindes (4*) in der Mitte des Toleranzfeldes (dmax-dmin) des Außendurchmessers des Bolzen- gewindes (10) liegt.
3. Gewindesicherung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Außendurchmesser des Muttergewindes (4*) bezüglich des Außendurchmessers des genormten Innengewindes (4) einen reduzierten Toleranzgrad hat.
4. Gewindesicherung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Toleranz des Außendurchmessers des Muttergewindes (4*) auf ca. VA der Toleranz des Außendurchmessers des genormten Innengewindes (4) reduziert ist.
5. Gewindεsichεrung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, da- durch gekennzeichnet, dass der Flankendurchmesser des Muttergewindes (4*) bezüglich des Flankendurchmessers des genormten Innengewindes (4) einen reduzierten Toleranzgrad hat.
6. Gewindesicherung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass der Toleranzgrad des Flankendurchmessers des Muttergewindes (4*) um min- destens zwei Toleranzgradstufen bezüglich des Toleranzgrades des Flankendurchmessers des genormten Innengewindes (4) reduziert ist.
7. Gewindesicherung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Toleranzfeldlage des Flankendurchmessers des Muttergewindes (4*) gegenüber der Toleranzfeldlage des Flankendurchmes- sers des genormten Innengewindes (4) im Sinne einer Vergrößerung des Gewindespiels (S*)versetzt ist.
8. Gewindesicherung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Kerndurchmesser des Muttergewindes (4*) bezüglich des Kerndurchmessers des genormten Innengewindes (4) einen redu- zierten Toleranzgrad hat.
9. Gewindesicherung nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Toleranz des Kerndurchmessers des Muttergewindes (4*) auf ca. Vz der Toleranz des Kerndurchmessers des genormten Innengewindes (4) reduziert ist.
10. Gewindesicherung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Toleranzfeldlage des Kerndurchmessers des
Muttergewindes (4*) gleich der Toleranzfeldlage des Kerndurchmessers des genormten Innengewindes (4) ist.
11. Gewindesicherung nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Steigung (P*) des Muttergewindes (4*) größer als die Steigung (P) des Bolzengewindes (10) ist.
12. Gewindesicherung nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, dass die Steigung (P*) des Muttergewindes (4*) ungefähr das l,04fache des Bolzengewindes (10) beträgt.
13. Gewindesicherung nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Steigung des Muttergewindes kleiner als die Steigung des Bolzengewindes ist.
14. Gewindesicherung nach einem der vorhergehenden An- Sprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Toleranzklasse des genormten Außengewindes (10) gleich 6g und die Toleranzklasse des genormten Innengewindes (4) gleich 6H ist.
15. Gewindesicherung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Mutterkörper (2*) aus einem technischen Hochleistungskunststoff hoher Temperaturbeständigkeit, hoher Steifigkeit und hoher Festigkeit bei geringer Wasseraufnahme hergestellt ist.
16. Gewindesicherung nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, dass der Mutterkörper (2*) aus PPA-GF oder PPS-GF oder PEI-GF oder PEEK-GF hergestellt ist.
17. Gewindesicherung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Bolzen (8) aus einem metallischen Werkstoff hergestellt ist.
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