机械设计基础 联 接

机械设计基础联接第1页/共85页

第十章联接联接螺纹联接键联接螺旋传动销联接螺纹参数螺旋副的受力分析、效率常用螺纹常用螺纹联接的类型螺纹紧固件预紧和防松强度计算材料的许用应力提高螺栓联接强度的措施第2页/共85页

第一节螺纹参数螺纹旋向——常用右旋，特殊要求时用左旋粗牙螺纹——用于一般联接细牙螺纹——d1大、强度大、自锁性好，常用于变载荷第3页/共85页

第一节螺纹参数第4页/共85页

第一节螺纹参数按照螺纹母体形状分为圆柱螺纹和圆锥螺纹。以圆柱螺纹为例，说明其参数。d—

螺纹大径，公称直径d1—

螺纹小径d2—

螺纹中径p—

螺距s—

导程，s=np

ψ—螺纹升角n—

螺纹线数α—

牙型角、对于对称牙形角tgψ=第5页/共85页

第二节螺旋副的受力分析、效率和自锁一、矩形螺纹（β=0°）第6页/共85页第二节螺旋副的受力分析、效率和自锁拧紧螺母时可将螺母看作一滑块，在扭矩T作用下，克服重力及摩擦阻力沿螺纹等速上升。如图（10-4b）FR为Fn与fFn的合力。Fa、FR与F三个力平衡。则有：F=Fatg(ψ+ρ）10-2a作用力矩10-2b旋转螺母一周输入的驱动功为升举螺母作的有效功效率η10-8第7页/共85页第二节螺旋副的受力分析、效率和自锁当滑块沿斜面等速下滑时，轴向载荷Fa为驱动力，而F为维持滑块等速运动所需的平衡力。

10-3a作用在螺旋副上的相应力矩

10-3b松脱螺母时（等速下滑）式(10-3a)求出的F值可为正，也可为负。当斜面倾角ψ大于摩擦角ρ时，滑块在重力作用下有下降的趋势。第8页/共85页第二节螺旋副的受力分析、效率和自锁

若ψ≤ρ则为负值或等于零。这表明若在驱动力作用下滑块等速下滑，必须加一反方向的水平拉力，若不加拉力，则不论轴向力Fa

有多大，滑块也不会沿斜面自行下滑。即不论Fa有多大，螺母都不会自行松脱，这种现象称为自锁。螺旋副的自锁条件为：ψ≤ρ

摩擦角ρ=arctgf。二、非矩形螺纹非矩形螺纹是指牙侧角β≠0的三角形螺纹、梯形螺纹和锯齿形螺纹。第9页/共85页第二节螺旋副的受力分析、效率和自锁二、非矩形螺纹第10页/共85页第二节螺旋副的受力分析、效率和自锁比较矩形螺纹和三角螺纹的受力（忽略升角ψ的影响）三角螺纹的摩擦力：牙型斜角↙f′—

当量摩擦系数，ρ′—当量摩擦角用f′、ρ′代替f

、ρ，得到三角螺纹的受力及效率公式：螺纹力矩：自锁条件：

ψ≤ρ′螺纹副效率：第11页/共85页第二节螺旋副的受力分析、效率和自锁当量摩擦角ρ′（ρ′=arctgf′）一定时，效率只是螺旋升角ψ的函数。取，可得当ψ=45°－时效率最高。由于过大的螺旋升角制造困难，且效率增高也不明显，所以一般ψ角不大于25°。第12页/共85页第二节螺旋副的受力分析、效率和自锁第13页/共85页

第三节机械制造常用螺纹螺纹牙型三角螺纹管螺纹普通螺纹一般联接管路联接矩形螺纹梯形螺纹锯齿型螺纹传递运动或传力粗牙螺纹应用最广细牙螺纹的升角小、小径大，自锁性能好、强度高，但不耐磨、易滑扣。它适用于薄壁零件、受动载荷的联接和微调机构。第14页/共85页

第三节机械制造常用螺纹管螺纹一般有四种，除了用普通细牙螺纹外，还有三种：非螺纹密封的管螺纹和60°圆锥管螺纹。管螺纹的公称直径是管子的公称通径。第15页/共85页

第三节机械制造常用螺纹第16页/共85页

第三节机械制造常用螺纹螺距P中径D2、d2小径D1、d10.350.50.7511.251.523d－1+0.773d－1+0.675d－1+0.513d－1+0.350d－1+0.188d－1+0.026d－2+0.701d－2+0.052d－1+0.621d－1+0.459d－1+0.188d－1+0.918d－1+0.647d－1+0.376d－3+0.835d－4+0.752表10-2细牙普通螺纹基本尺寸mm第17页/共85页第三节机械制造常用螺纹第18页/共85页

第三节机械制造常用螺纹例10-1试计算粗牙普通螺纹M10和M30的螺旋升角，并说明在静载荷下这两种螺纹能否自锁（已知摩擦系数f=0.1~0.15）。解(1)螺旋升角由表10-1查得M10的螺距P=1.5mm，中径d2=9.026mm；M30的螺距P=3.5mm，d2=27.727mm。对于M10对于M30第19页/共85页

第三节机械制造常用螺纹(2)自锁性能普通螺纹的牙侧角30°,按摩擦系数f=0.1计算，相应的当量摩擦角为ψ<ρ′，能自锁。单线普通螺纹的升角约在1.5~3.5°之间，远小于当量摩擦角，因此在静载荷下都能保证自锁。第20页/共85页第四节螺纹联接的基本类型及螺纹紧固件一、螺栓联接的基本类型第21页/共85页第四节螺纹联接的基本类型及螺纹紧固件紧定螺钉常用来固定两个零件的相对位置，并可传递不大的力或转矩。第22页/共85页第四节螺纹联接的基本类型及螺纹紧固件二、螺纹紧固件包括螺栓、双头螺柱、螺钉、紧定螺钉、螺母、垫圈等。此类零件品种很多，大多已标准化。第23页/共85页第五节螺纹联接的预紧和防松第24页/共85页第五节螺纹联接的预紧和防松1、螺纹联接的预紧预紧的目的

防止联接松脱，增强可靠性

被联接件接合面具有足够的紧密性使接合面产生摩擦力，以承受横向载荷拧紧力矩T：

T=T1+T2T1－克服螺旋副相对转动的阻力矩T2－螺母支撑面上的摩擦阻力矩fc－为螺母与被联接件支撑面之间的摩擦系数rf－支撑面摩擦半径第25页/共85页第五节螺纹联接的预紧和防松二、螺纹联接的防松对于M10~M68的普通粗牙螺纹：取

f′=tgρ′=0.15及fc=0.15，则式(10-9)可简化为

T≈0.2FadN·mm(10-10)了解：1）为什么要防松？

2）防松的原理；

3）防松零件的装配方法第26页/共85页

第五节螺纹联接的预紧和防松第27页/共85页第五节螺纹联接的预紧和防松第28页/共85页

第五节螺纹联接的预紧和防松例10-2已知M12螺栓用碳素钢制成，螺纹间的摩擦系数f=0.10，螺母与支撑面间的摩擦系数fc=0.15，螺母支撑面外径dw=16.6mm，螺栓孔直径d0=13mm，欲使螺母拧紧后螺杆的拉应力达到材料屈服极的50%，求施加的拧紧力矩，并验算其能否自锁。第29页/共85页

第五节螺纹联接的预紧和防松解1、求当量摩擦系数和摩擦角2、求螺纹升角ψ由表10-1查M12螺纹，P=1.75mm，d2=10.863mm，d1=10.106mm第30页/共85页

第五节螺纹联接的预紧和防松3、求螺杆总拉力（预紧力）Fa4、求拧紧力矩第31页/共85页

第六节螺栓联接的强度计算螺栓的主要失效形式有：⑴螺栓杆拉断；⑵螺纹的压溃和剪断；⑶经常装拆时会因磨损而发生滑扣现象。一、松螺栓联接松螺栓联接装配时不需要拧紧，承载前不受力，工作时只受轴向静载荷（拉应力破坏）。其强度条件：螺纹小径，mm许用应力，MPa第32页/共85页

第六节螺栓联接的强度计算例10-3如图10-16所示，已知Fa=25KN载荷，吊钩材料为35钢，许用应力[σ]=60MPa，试求吊钩尾部螺纹直径。解由式(10-11)得螺纹小径由表10-1查得公称直径d=27mm时，其小径为d1=23.752mm，比根据强度计算求得的小径d1值略大，合适。故吊钩尾部螺纹可采用M27。第33页/共85页

第六节螺栓联接的强度计算二、紧螺栓联接紧螺栓联接装配时需要拧紧，在工作状态下可能还需要补充拧紧。设拧紧螺栓时螺杆承受的轴向拉力为Fa（不承受轴向工作载荷的螺栓，Fa

即预紧力）。螺栓的危险截面（螺纹小径d1处）受拉应力σ和由拧紧螺纹力矩T1所引起的剪应力τ。第34页/共85页

第六节螺栓联接的强度计算对于M10~M68普通螺纹，取d2、d1和ψ的平均值，并取tgρ′=f′=0.15，得τ≈0.5σ。按照第四强度理论（最大变形能理论），当量应力σe为：故螺栓螺纹部分的强度条件为

(10-12)

图10-17所示为螺栓的真实危险截面，精确计算时可按此截面计算。真实危险截面的计算面积可在《机械工程手册》第27章查取。第35页/共85页

第六节螺栓联接的强度计算1、受横向载荷的螺栓强度图10-18所示，外载荷F与螺栓轴线垂直，螺栓于孔之间留有间隙。预紧力Fa将被联接件压紧，外载荷靠被联接件接合面间的摩擦力来传递。第36页/共85页

第六节螺栓联接的强度计算接合面之间的最大摩擦力必需大于外载荷F，才能防止被联接件之间发生相对滑动。

(10-13)式中：F0为预紧力；C为可靠性系数，C=1.1~1.3；m为接合面数目；f为接合面摩擦系数，f=0.1~0.15。求出Fa值后，由式(10-12)计算螺栓强度。从式(10-13)来看，当f=0.15、C=1.2、m=1时，

F0≥8F。即预紧力应为横向载荷的8倍，所以螺栓联接靠摩擦力来承担横向载荷时，必然时螺栓的直径很大。这样既不经济，又增加了重量。第37页/共85页

第六节螺栓联接的强度计算为避免上述缺点，可用键或销来承担横向载荷这样螺栓只起联接作用。图(10-19)。此外也可以用铰制孔螺栓来承受横向载荷。图(10-20)。这些减载装置中的键、销、套筒、和铰制孔螺栓可按受剪切和受挤压进行强度校核计算。许用剪应力[τ]和许用挤压应力[σp]见表10-6。第38页/共85页

第六节螺栓联接的强度计算2、受轴向工作载荷的螺栓强度在图10-21所示的压力容器端盖螺栓联接中，设压力容器内压为p，z个相同直径的螺栓均布在直径为D0的圆周上，每个螺栓平均承受的轴向工作载荷在受轴向工作载荷的螺栓联接中，螺栓实际承受的总拉伸载荷Fa并不等于预紧力F0与FE之和。第39页/共85页

第六节螺栓联接的强度计算图a螺母未拧紧，两接合面刚好接触。图b螺母已拧紧，产生预紧力F0而伸长了δb0；被联接件受到压缩力F0而缩短了δc0。此时未加轴向的工作载荷。图c是在图b情形的基础上再加上轴向的工作载荷FE。第40页/共85页

第六节螺栓联接的强度计算图b螺母已拧紧，产生预紧力F0而伸长了δb0；被联接件受到压缩力F0而缩短了δc0.图c是在图b情形的基础上再加上轴向的工作载荷FE。第41页/共85页

第六节螺栓联接的强度计算此时螺栓又伸长Δδ，则其总伸长量为δ1+Δδ，相应的拉力就是螺栓的总拉伸载荷Fa，同时，被联接件随着螺栓的伸长而弹回，其压缩量减少了Δδ而成为δc0-Δδ，与此对应的压力就是残余预紧力FR。工作载荷FE和残余预紧力FR一起作用在螺栓上，所以螺栓的总拉伸载荷为

Fa

=FE+FR螺栓刚度被联接件刚度第42页/共85页

第六节螺栓联接的强度计算紧螺栓联接应能保证被联接件的接合面不出现缝隙，因此残余预紧力FR应大于零。当工作载荷FE没有变化时，可取FR=(0.2~0.6)FE，当FE有变化时FR=(0.6~1.0)FE；对于有紧密性要求的联接（如压力容器的螺栓联接），FR=(1.5~1.8)FE。各力之间的关系以及被联接件刚度对这些力的影响。第43页/共85页

第六节螺栓联接的强度计算第44页/共85页

第六节螺栓联接的强度计算垫片类别金属、无

皮革铜皮、石棉

橡胶

0.2~0.3

0.7

0.8

0.9第45页/共85页

第七节螺栓材料的许用应力第46页/共85页

第七节螺栓材料的许用应力例10-4一钢制液压油缸，油缸壁厚为10mm，油压p=1.6MPa，D=160mm，试计算其上盖的螺栓联接和螺栓分布圆直径D0。解(1)决定螺栓工作载荷FE

暂取z=8，则每个螺栓承受的平均轴向工作载荷FE(2)决定螺栓总拉伸载荷Fa

对于压力容器取残余预紧力FR=1.8，则由式(10-14)可得第47页/共85页

第七节螺栓材料的许用应力(3)求螺栓直径选取螺栓材料为45钢，σｓ=355MPa(9-1)，装配时不要求严格控制预紧力，按表10-7暂取安全系数S=3，螺栓许用应力为由式(10-12)的螺纹小径为查表10-1，取M16螺栓(d1=13.835mm)，按表10-7可知所取安全系数S=3是正确的。第48页/共85页

第七节螺栓材料的许用应力(4)决定螺栓分布直径螺栓置于轮缘中部。从图10-9可以决定螺栓分布圆直径D0为螺栓间距为由第143页的注脚可知，当p≤1.6MPa时，l≤7d=7×16=112mm，所以选取的D0和z是合适的。第49页/共85页

第八节提高螺栓联接强度的措施螺栓联接承受轴向变载荷时，其破坏形式多为螺栓杆部分的疲劳断裂，通常发生在应力集中较严重的部位，即螺栓头部、螺纹收尾和支承平面所在的螺纹。一、降低螺栓总拉伸载荷Fa的变化范围减小螺栓刚度（减小光杆部分直径或采用空心螺杆）增大被联接件的刚度（采用垫片或o形密封圈）第50页/共85页第八节提高螺栓联接强度的措施第51页/共85页

第八节提高螺栓联接强度的措施二、改善螺纹牙间的载荷分布采用普通螺母时，轴向载荷在旋合螺纹各圈的分布是不均匀的，从螺母支承面算起，第一圈受载荷最大，以后逐圈递减。理论分析和实验证明，旋合圈数越多，载荷分布不均匀的程度也越显著，到第8~10圈以后，螺纹几乎不受载荷。第52页/共85页

第八节提高螺栓联接强度的措施三、减小应力集中方法：增大过渡圆角、切卸载槽。第53页/共85页

第八节提高螺栓联接强度的措施四、避免或减小附加应力第54页/共85页

第八节提高螺栓联接强度的措施除上述方法以外，在制造工艺上采取冷镦头部和辗压螺纹的螺栓，其疲劳强度比车制螺纹的螺栓高30%，氰化、氮化和喷丸等表面硬化处理也能提高疲劳强度。第55页/共85页

第九节螺旋传动一、用途将回转运动转换成直线运动。二、类型1、传力螺旋以传递动力为主，要求用较小的转矩转动螺旋或螺母，从而使螺母或螺旋产生轴向运动和较大的轴向力。工作特点：一般间歇工作，每次工作时间较短，速度不高。（如千斤顶、压力机等）2、传导螺旋以传递运动为主，工作速度较高，工作时间较长，且要求较高的运动精度。（如车床丝杠）第56页/共85页

第九节螺旋传动3、调整螺旋用于调整、固定零件或部件间的相对位置，一般不在工作载荷下转动。第57页/共85页

第九节螺旋传动三、失效形式1、由于螺旋副在工作时有很大的压力和相对滑动，因此螺纹牙间的磨损是主要失效形式。2、传力螺杆的折断。3、发生纵向弯曲—失稳（压杆稳定问题）4、不自锁（对有自锁要求的螺旋传动）四、耐磨性计算影响磨损的因素很多，目前还没有完善的计算方法，对于螺旋传动，如果螺纹接触处的比压超过材料的许用比压，螺纹将很快磨损而丧失精度。耐磨性计算就是通过限制螺纹副的比压以达到防止快速磨损的目的。第58页/共85页

第九节螺旋传动其校核公式为式中：Fa为轴向力，N；z为参加接触的螺纹圈数；d2为螺纹中径，mm；h为螺纹工作高度，mm。第59页/共85页

第九节螺旋传动设螺母高度为H，螺距P，则z=H/p，为设计方便，令φ=H/d2对矩形螺纹和梯形螺纹，其工作高度h=0.5P；对锯齿形螺纹h=0.75P;将其分别带入公式(10-18)化简后，可得决定螺纹中径的设计公式：梯形螺纹锯齿形螺纹第60页/共85页

第九节螺旋传动对整体式螺母，由于磨损后不能调整间隙，为使各圈受力均匀，螺纹的工作圈数不宜太多，取φ=1.2~2.5。对剖分式螺母取φ=2.5~3.5。考虑到螺纹各圈受力是不均匀的，所以螺母圈数不宜太多，一般限制z<10。设计时求出d2后，在标准中查找对应的螺纹公称直径。五、验算自锁条件对要求自锁的螺旋传动，如千斤顶，一般采用单线螺纹，且螺纹升角ψ<ρ′（1°~1.5°）。第61页/共85页

第九节螺旋传动六、校核螺杆强度（拉、扭）按第四强度理论式中：d1螺纹小径；[σ]=σs/n，一般n=3~5，一般直径越小，n值越大。七、螺杆稳定性校核细长螺杆受到较大轴向力时，可能丧失稳定，其临界载荷与材料、螺杆长径比（或称柔度）λ=μl/i有关。第62页/共85页

第九节螺旋传动第63页/共85页

第九节螺旋传动第64页/共85页

第九节螺旋传动第65页/共85页

第十一节键联接和花键联接一、键联接的类型键主要用来实现轴和轴上零件之间的周向固定以传递扭矩。有些类型的键还可实现轴上零件的轴向固定或轴向移动。键联接花键平键半圆键楔键导向平键（短距离）普通平键——静联接滑键（长距离）—动联接第66页/共85页

第十一节键联接和花键联接1、平键联接平键的两侧面是工作面，上表面与轮毂槽底之间留有间隙。这种键的特点是定心性较好、装拆方便。常用的平键有普通平键和导向平键。普通平键的端部形状可制成圆头（型）、方头（型）或单圆头（型）。圆头键的轴槽用指形铣刀加工，键在槽中固定良好，但轴上键槽端部的应力集中较大。方头键用盘形铣刀加工，轴的应力集中较小。单圆头键常用于轴端。第67页/共85页

第十一节键联接和花键联接第68页/共85页

第十一节键联接和花键联接第69页/共85页

第十一节键联接和花键联接第70页/共85页

第十一节键联接和花键联接第71页/共85页

第十一节键联接和花键联接2、半圆键联接半圆键是以两侧面为工作面，它的定心性较好、装配方便，半圆键能在轴槽中摆动以适应毂槽底面。其缺点是键槽对轴的削弱较大，只适用于轻载联接。第72页/共85页

第十一节键联接和花键联接3、楔键联接和切向键联接楔键的上下面是工作面，键的上表面有1：100的斜度，轮毂键槽的底面也有1：100的斜度，把楔键打入轴和毂槽内时，其工作面上产生很大的预紧力Fa。工作时，主要靠摩擦力fFn（f为接触面间的摩擦系数）传递扭矩T，并能承受单方向的轴向力。由于楔键打入时，