机械设计教案

教案课题第一章机械设计概论课时2课型新授课讨论课习题课实验课其它授课班级机本04-1、2授课日期教学目的了解课程研究的对象、性质、任务、内容，了解机械设计的一般程序、方案设计和技术设计的主要内容，机器设计、机械零件的基本原则及步骤。了解机械零件的失效形式及计算准则。教学重点、难点及处理机器设计和机械零件设计的基本原则及步骤教具设备挂图CAI课件课外作业机械零件的失效形式及计算准则的理解。课后分析机械零件的失效形式及计算准则的理解。制订日期2006年6月日备注备课笔记附后：N0总论第一章机械设计概论§1—1机械设计课程的性质与任务一、本课程的研究对象机器（机械）：机械系统、液压气动系统、控制监测系统、电气系统机械零件：标准零件、非标准件本课程的研究对象：一般参数的通用零件的设计理论与方法本课程的设计性、综合性和实践性都较强。二、本课程的任务：1）树立正确的设计思想2）掌握通用机械零部件的设计原理、方法和一般规律。3）掌握一定的设计技能（查阅资料，运用标准、规范。）4）掌握典型机械零件的实验方法，获得基本的实验技能。5）了解机械设计的最新动态。学习本课程的注意事项1）注意理论联系实际，将机械零件的设计放到整个机械系统中加以考虑。2）注意掌握零部件的共性3）掌握机械零部件设计的一般思路§1—2机械设计的基本要求及设计程序一、机械设计的基本要求1、对机械设计的要求a)对机器使用功能方面的要求b)对机器经济性的要求2、对机械零件设计的基本要求a)在预定工作期限内正常、可靠地工作，保证机器的各种功能b)要尽量降低零件的生产、制造成本二、机械设计的一般程序1、机器设计的一般程序机械设计过程一般包括四个阶段，即：1）明确任务阶段；2）方案设计阶段；3）技术设计阶段；4）施工设计阶段。1）明确任务阶段在实际工作中，我们知道有各种各样的、用途各不相同的机器。但是，所有这些机器的设计过程都有一个共同的特点，即都是从提出设计任务开始的。而设计任务的提出主要是依据工作和生产的需要。设计任务一般是以任务书的形式下达的，其中明确规定有：机器的用途、主要性能参数范围、工作环境条件、特殊要求、生产批量、预期成本、完成期限、承制单位等内容。一般是由主管单位、用户提出。任务书的要求决定了设计工作的内容、质量和水平。例如，批量和用途直接决定加工手段、成本等内容，同时也必须考虑承制单位的加工能力。2）方案设计阶段设计部门和设计人员首先要认真研究任务书，在全面明确上述要求后，在调查研究、分析资料的基础上，拟订设计计划，按照下述的步骤进行设计：（1）机器工作原理选择工作原理是实现预期职能的基本依据。我们听说过“条条道路通罗马”的话，由于实现同样的预期职能，可以采用不同的工作原理、方法和途径。所以，在研制新机器时，应结合具体情况提出多种不同的工作原理，通过全面分析比较，从中选择最满意的一种。这属于专业机械设计的范围。例如采煤，可以使用风镐，也可以使用高压水柱冲击煤层开采，也可以采用割煤机进行开采等。（2）机器的运动设计就是根据上一步确定的机器工作原理，确定机器执行部分的运动规律。例如牛头刨床，要求工作行程要慢、而返回行程要快。这一步主要依据我们前面所述的机械原理知识来完成。这里，必须同时考虑选择适当的原动机，妥善考虑和设计机械的传动部分实现方法，并考虑运动参数调整的必要性于可能性。（3）机器的动力设计根据机器的工作原理和运动设计结果，按照机器的总体性能要求，根据其运动特性、工作阻力、速度、传动效率等，计算机器所需的驱动功率，进行运动机的选择。同时也要考虑调节于控制的必要性于可能性，也可以利用机械原理和电工学知识来完成。3）技术设计阶段主要是依据原动机的特性和运转特性或根据零部件的工作载荷进行设计，一般采用前一种方法，选择设计出各零部件。在工作原理确定之后的工作，就是将前面选定的设计方案通过必要的分析计算和结构设计，用图面（装配图、零件图等）及技术文件的形式来加以具体表示。包括：运动设计、动力分析、整体布局、零件结构、材料、尺寸、精度和其它参数的确定以及必要的强度和刚度计算等。反映在实际工作的成果——图纸上，大体可以分为四个阶段：（一）总体设计阶段：根据工作原理绘制机器的机构运动简图，这是图纸设计的第一阶段。在这个阶段，要考虑各个机构主要零件的大体位置。同时，为了拟订机器的总体布置，需要分析比较各种可能的传动方案。（二）结构设计阶段：考虑和决定各部分的相对位置和联接方法，零件的具体形状、尺寸、安装等一系列问题，把机构运动简图变成具体的装配图（或结构图），这是图纸设计的第二个阶段。（三）零件设计阶段：装配图只确定了机器的总体尺寸、各个零部件的相对位置及配合关系，而没有反映出各个零件的全部尺寸、结构等。零件设计阶段就是把机器的所有零件（标准件除外）拆分出来，绘制成零件图，为加工提供依据。（四）技术文件制定：完成图纸滞后，必须完成一系列的技术文件，应包括各种明细表、系统图、设计说明书和使用说明书。4）施工设计阶段（工艺设计）本阶段是将设计与制造联接起来的重要环节，即规划零件的制造工艺流程，确定工艺参数、检测手段、夹具、模具设计等工作。这些属于机制工艺学课程的内容。由于在很大程度上取决于经验、依赖于实践经验，所以计算机辅助工艺设计（CAPP）未能像机械CAD一样获得突破性进展和广泛应用。一个完整的设计过程不但包含以上四个阶段，还包括制造、装配、试车、生产等所有环节，对图纸和技术文件进行完善和修改，直到定型投入正式生产的全过程。实际工作中，上述的几个阶段是交叉反复进行的。随着计算机辅助设计、计算机仿真技术、三维图形技术以及虚拟装配制造技术的迅速发展，机械设计方法有了极大的变革，借助这些技术我们可以极大地降低设计和试制成本，提高产品的竞争力。在明确了解了机械设计的一般过程和主要内容之后，我们接下来就必须了解的是一部机器应满足的基本要求是什么。2、机械零件设计的一般步骤1）建立零件的受力模型，确定零件的计算载荷2）选择零件的类型与结构3）选择零件的材料4）按可能的失效形式确定零件的计算准则，并确定零件的基本尺寸，并加于标准化和圆整5）零件的结构设计6）绘制零件的工作图，并编写计算说明书§1—3机械零件的主要失效形式和设计计算准则一、机械零件的失效形式失效——零件丧失正常工作能力或达不到设计要求的性能失效形式：强度失效、刚度失效、磨损失效、振动、噪声失效、精度失效、可靠性失效二、机械零件的计算准则工作能力——零件不发生失效时的安全工作限度计算准则——以防止产生各种可能失效为目的而拟定的零件工作能力计算依据的基本原则1、强度准则零件在载荷作用下抵抗破坏的能力2、刚度准则零件在载荷作用下抵抗弹性变形的能力y——可以是挠度、偏转角或扭转角3、耐磨性准则作相对运动的零件其工作表面抵抗磨损的能力4、振动和噪声准则5、热平衡准则6、可靠性准则系统、机器或零件在规定的条件下和规定的时间内完成规定功能的能力。：可靠度——表示零件在规定的条件下和规定的时间内完成规定功能的概率N个相同零件在同样条件下同时工作，在规定的时间内有Nf个失效，剩下Nt个仍继续工作，则不可靠度（失效概率）：n个零件组成的串联系统，单个零件的可靠度:R1、R2、…Rn，则系统的可靠度为Rf=R1R2…Rn§1—4机械零件常用的材料及其选择原则一、机械零件的常用材料1、黑色金属铸铁：灰铸铁、球墨铸铁、可锻铸铁铸钢——铸造性比铸铁差，但比锻钢和轧制钢好。强度性比铸铁好，但比锻钢和轧制钢差碳钢与合金钢——应用最广泛2、有色金属a)铝合金——重量轻、导热导电性较好、塑性好、抗氧化性好，高强度铝合金强度可与碳素钢相近b)铜合金——黄铜：Cu与Zn合金青铜：Cu与Sn的合金无锡青铜：Cu与铝、硅、锰、镍的合金3、非金属材料塑料——轻、易加工成形、减摩性好，强度低，可作为普通机械零件、绝缘体陶瓷——电热性好，硬度高橡胶——弹性、绝缘性好，常用作弹性元件和密封元件、减震元件4、复合材料二、机械零件材料选用的原则1、使用要求2、工艺要求3、经济性要求§1—5机械设计的最新进展1、设计理论的不断完善与发展2、设计手段和方法的不断更新3、机械设计的综合程度越来越高，与其它学科交叉越来越广泛和深入——机电一体化4、机械设计的实验研究技术有了很大的发展和提高，实验与理论相互促进教案课题第二章机械零件的疲劳强度设计课时3课型新授课讨论课习题课实验课其它授课班级机本04-1、2授课日期教学目的了解机械零件在交变应力状态下的疲劳强度计算，会用材料疲劳曲线及极限应力图求疲劳极限，了解影响零件疲劳强度的综合因素。教学重点、难点及处理如何应用材料疲劳曲线及极限应力图求疲劳极限教具设备挂图CAI课件课外作业3-1、3-2、3-4课后分析机械零件在交变应力状态下的疲劳强度计算分析制订日期2006年6月日备注备课笔记附后：N0第二章机械零件的疲劳强度设计§2-1概述一、疲劳破坏机械零件在循环应力作用下。即使循环应力的，而应力的每次循环也仍然会对零件造成轻微的损伤。随应力循环次数的增加，当损伤累积到一定程度时，在零件的表面或内部将出现（萌生）裂纹。之后，裂纹又逐渐扩展直到发生完全断裂。这种缓慢形成的破坏称为“疲劳破坏”。“疲劳破坏”。－－是循环应力作用下零件的主要失效形式。疲劳破坏的特点a)疲劳断裂时：受到的max低于b，甚至低于s。b)断口通常没有显著的塑性变形。不论是脆性材料，还是塑性材料，均表现为脆性断裂。—更具突然性，更危险C）疲劳破坏是一个损伤累积的过程，需要时间。寿命可计算。d)疲劳断口分为两个区：疲劳区和脆性断裂区。脆性断裂区脆性断裂区疲劳区疲劳源疲劳纹二、循环应力的类型循环应力可用max、min、m、a、这五个参数中的任意两个参数表示。脉动循环应力循环应力分为：恒幅循环应力对称循环应力非对称循环应力规律性变幅循环应力变幅循环应力随机循环应力规律性变幅循环应力：规律性变幅循环应力：随机循环应力随机循环应力§2-2疲劳曲线和极限应力图两个概念：1）材料的疲劳极限N：在应力比为的循环应力作用下，应力循环N次后，材料不发生疲劳破坏时所能承受的最大应力max(max)。（变应力的大小可按其最大应力进行比较）2）疲劳寿命N：材料疲劳失效前所经历的应力循环次数。不同或N不同时，疲劳极限N则不同。在疲劳强度计算中，取lim＝N。一、疲劳曲线（-N曲线）是在应力比一定时，表示疲劳极限N与循环次数N之间关系的曲线。典型的疲劳曲线如右图所示：可以看出：N随N的增大而减小。但是当N超过某一循环次数N0时，曲线趋于水平。即N不再随N的增大而减小。N0-----循环基数以N0为界，曲线分为两个区：1）无限寿命区：当N≥N0时，曲线为水平直线，对应的疲劳极限是一个定值，用表示。它是表征材料疲劳强度的重要指标，是疲劳设计的基本依据。可以认为：当材料受到的应力不超过时，则可以经受无限次的应力循环而不疲劳破坏。－－寿命是无限的。2）有限寿命区：非水平段（N＜N0）的疲劳极限称为条件疲劳极限，用N表示。当材料受到的工作应力超过时，在疲劳破坏之前，只能经受有限次的应力循环。－－寿命是有限的。与曲线的两个区相对应，疲劳设计分为1）无限寿命设计：N≥N0时的设计。取lim＝。2）有限寿命设计：N＜N0时的设计。取lim＝N。，代入上式得：显然，B点的坐标满足AB，代入上式得：显然，B点的坐标满足AB的方程，即设计中常用的是疲劳曲线上的AB段，其方程为：（常数）－－－－称为疲劳曲线方程则则式中：——寿命系数；m—寿命指数，其值见教材P17。—寿命指数，其值与零件材质有关，见教材P式中：——寿命系数；m—寿命指数，其值见教材P17。—寿命指数，其值与零件材质有关，见教材P17。2）工程中常用的是对称循环应力（=-1）下的疲劳极限，计算时，只须把和N换成-1和-1N即可3）对于受切应力的情况，则只需将各式中的换成即可4）当N＜（103～104）时，因N较小，可按静强度计算。二、m-a极限应力图是在疲劳寿命N一定时，表示疲劳极限N与应力比之间关系的线图。疲劳寿命为N0（无限寿命）时的m-a极限应力图如右图所示。如图A′B——脆性材料所示，塑性材料类似，曲线上的点对应着不同应力循环特性下的材料疲劳极限A′——对称疲劳极限点D′——脉动疲劳极限点B——屈服极限点C——强度极限点极限应力线上的点称为极限应力点。三个特殊点A、B、C分别为对称循环、脉动循环、以及静应力下的极限应力点。对于高塑性钢，常将其极限应力线简化为折线ABDG。：1）疲劳曲线的用途：在于根据确定某个循环次数N下的条件疲劳极限。2）极限应力图的用途：在于根据确定非对称循环应力下的疲劳极限以计算安全系数。3）对于切应力，只需将各式中的换成即可。§2-3影响零件疲劳强度的主要因素前边提到的各疲劳极限，实际上是材料的力学性能指标，是用试件通过试验测出的。而实际中的各机械零件与标准试件，在形体，表面质量以及绝对尺寸等方面往往是有差异的。因此实际机械零件的疲劳强度与用试件测出的必然有所不同。影响零件疲劳强度的主要因素有以下三个：一、应力集中的影响机械零件上的应力集中会加快疲劳裂纹的形成和扩展。从而导致零件的疲劳强度下降。用疲劳缺口系数、（也称应力集中系数）计入应力集中的影响。（、的值见教材或有关手册）二、尺寸的影响零件的尺寸越大，在各种冷、热加工中出现缺陷，产生微观裂纹等疲劳源的可能性（机会）增大。从而使零件的疲劳强度降低。用尺寸系数、，计入尺寸的影响。三、表面质量的影响表面质量：是指表面粗糙度及其表面强化的工艺效果。表面越光滑，疲劳强度可以提高。强化工艺（渗碳、表面淬火、表面滚压、喷丸等）可显著提高零件的疲劳强度。用表面状态系数、计入表面质量的影响。综合影响系数试验证明：应力集中、尺寸和表面质量都只对应力幅有影响，而对平均应力没有明显的影响。（即对静应力没有影响）在计算中，上述三个系数都只计在应力幅上，故可将三个系数组成一个综合影响系数：零件的疲劳极限为：综合影响系数表示了材料极限应力幅与零件极限应力幅的比值教案课题第三章摩擦、磨损及润滑课时2课型新授课讨论课习题课实验课其它授课班级机本04-1、2授课日期教学目的了解摩擦的类型、磨损的三个过程及润滑的作用。了解润滑油的性能指标，了解流体润滑的形成机理。教学重点、难点及处理粘度的概念，流体动压及流体静压润滑的区别，流体动压润滑形成的条件。教具设备挂图CAI课件课外作业关于流体动压及流体静压润滑的区别，流体动压润滑形成的条件理解及分析课后分析润滑油的性能指标，流体润滑的形成机理。制订日期2006年6月日备注备课笔记附后：N0第三章摩擦、磨损与润滑§3-1引言摩擦现象是自然界中普遍存在的物理现象。对于机器来讲，摩擦会使效率降低，温度升高，表面磨损。过大的磨损会使机器丧失应有的精度，进而产生振动和噪音，缩短使用寿命。世界上使用的能源大约有1/3~1/2消耗于摩擦。如果能够尽力减少无用的摩擦消耗，便可大量节省能源。机械产品的易损零件大部分是由于磨损超过限度而报废。润滑是减小摩擦、减小磨损、提高机械效率的最常用最有效方法。关于摩擦、磨损与润滑的学科构成了摩擦学。§3-2摩擦一、摩擦的分类1按运动的状态不同分为：静摩擦动摩擦滑动摩擦滑动摩擦滚动摩擦2按运动的形式不同分为：3滑动摩擦按润滑状态不同分为干摩擦边界摩擦流体摩擦混合摩擦二、滑动摩擦的四种摩擦状态1）干摩擦：是指表面间无任何润滑剂或保护膜，表面金属直接接触时的摩擦。其摩擦阻力最大，磨损最严重研究干摩擦的理论主要有：“机械理论”、“分子理论”、“机械－分子理论”等。（由于时间按关系不细讲）2）边界摩擦：是指两摩擦面被吸附在表面的边界膜隔开，摩擦性质取决于边界膜和表面吸附性能的摩擦。边界摩擦靠边界膜起润滑作用，边界膜的类型如下边界膜分为：吸附膜物理吸附膜化学吸附反应膜润滑剂中的极性分子与金属表面相互吸引，形成定向排列的分子栅，称为物理吸附膜。润滑油靠物理吸附形成边界膜的能力，称为油性。润滑剂中的活性分子靠离子键吸附在金属表面上形成的吸附膜，称为化学吸附膜。在润滑剂中添加入硫、磷、氯等元素，它们与表面金属发生化学反应生成的边界膜，称为反应膜。反应膜在高温下破裂后，能生成新的化合物，形成新的反应膜，这种能力称为极压性。能生成反应膜的润滑油称为极压油。注：温度对边界膜的影响很大。温度越高，边界膜越容易破坏3）流体摩擦：是指摩擦表面完全被流体膜隔开，摩擦性质取决于流体内部分子间粘性阻力的摩擦。其摩擦系数最小，且不会产生磨损，是理想的摩擦状态。4）混合摩擦：是指摩擦表面间处于边界摩擦和流体摩擦的混合状态。混合摩擦能有效降低摩擦阻力，其摩擦系数比边界摩擦时要小得多。边界摩擦和混合摩擦在工程实际中很难区分，常统称为边界摩擦。§3-3磨损磨损主要是运动副中的摩擦导致零件表面材料的逐渐丧失或迁移。磨损会影响机器的效率，降低工作的可靠性，促使机器提前报废。单位时间（或单位行程、转等）材料的损失量，称为磨损率。耐磨性：是指材料抵抗脱落的能力。与磨损率成倒数关系。一、典型宏观磨损过程一个机械零件的磨损过程大体可分为三个阶段1）磨合阶段磨合（跑合）：是指新零件在运转初期的磨损。新的摩擦副表面比较粗糙，真实微观接触面积比较小，压强大，因此运转初期的磨损比较快。但是，磨损以后表面的微观凸峰降低，接触面积增大，压强减小，磨损的速度逐渐减慢。2）稳定磨损阶段这个阶段属于零件的正常工作阶段，磨损率稳定且较低。这一阶段的长短直接影响机器的寿命。3）剧烈磨损阶段零件经长时间工作磨损以后，表面精度下降，效率降低，温度升高，冲击振动加大，导致磨损加剧，最终导致零件报废。注：应该力求缩短磨合期，延长稳定磨损期，推迟剧烈磨损的到来。二、磨损的类型按磨损的机理不同，机械零件的磨损大体分为四种基本类型1）粘着磨损也称胶合摩擦表面的微观凸峰粘在一起后，在相对运动中，材料从一个表面迁移到另一个表面，便形成粘着磨损。2）疲劳磨损即疲劳点蚀是高副（点、线接触）机械零件的常件磨损形式3）磨粒磨损也称磨料磨损，是外界的硬颗粒或粗糙的硬表面在相对运动中，对摩擦表面的擦伤所引起的磨损。4）腐蚀磨损摩擦表面在摩擦过程中，伴随有表面材料被腐蚀的现象，这种情况下产生的磨损即为腐蚀磨损。除了上述四种基本磨损类型以外，还有侵蚀磨损、微动磨损等其他形式，由于时间关系，不多讲。三、减小磨损的主要方法（1）润滑是减小摩擦、减小磨损的最有效的方法。（2）合理选择摩擦副材料（3）进行表面处理（4）注意控制摩擦副的工作条件等§3-4润滑润滑：是指在两个摩擦表面之间加入润滑剂，以减小摩擦和磨损。此外，润滑还可起到散热降温，防锈、防尘，缓冲吸振等作用。一、润滑的分类1）流体动力润滑：靠两摩擦表面的相对运动建立压力油膜（称为动压油膜），两表面被压力油膜完全分开，实现流体润滑。2）流体静力润滑：两摩擦表面被外部供油装备输入的压力油完全分开，强迫形成压力油膜，实现流体润滑。3）弹性流体动力润滑：是指理论上为点、线接触的摩擦副，在考虑表面的弹性变形等因素的基础上建立的流体动力润滑。4）边界润滑和混合润滑（即边界摩擦和混合摩擦）。二、润滑剂凡是能减小摩擦阻力，减小磨损的物质都可作为润滑剂。1润滑剂的分类1）液体润滑剂：主要有：动植物油、矿物油、水、液态金属等2）润滑脂：俗称黄油。由润滑油+稠化剂混合而成。润滑脂的主要性能指标是：锥入度，反映其稠度大小滴点，决定工作温度3)固体润滑剂：石墨、二硫化钼、聚四氟乙烯等。4）气体润滑剂：如空气、氮气、二氧化碳等。注：润滑油和润滑脂在实际中应用最广。2润滑油的主要性质1）油性：是润滑油吸附于摩擦表面形成边界膜的能力。油性越好，吸附能力就越强。2）粘度：是表示油液内部相对运动时产生内摩擦阻力大小的性能指标。（粘度是选择润滑油的主要依据）。三、添加剂为了改善润滑剂某些方面的性能，在润滑剂中加入的化学合成物，称为添加剂。添加剂的种类很多，例如：油性添加剂、极压添加剂、降凝剂、增粘剂等§3-5流体动力润滑的基本原理流体动力润滑是指借助于两个摩擦表面的相对运动产生动压油膜，靠油膜的压力将两摩擦表面完全隔开，实现流体润滑。一、形成动压油膜的条件先分析两个平行平板的情况，两板之间充满润滑油。平行间隙不能形成动压油膜。再分析两板之间构成楔形间隙的情况，如右图所示。楔形间隙能够形成动压油膜。形成动压油膜的条件：1）两摩擦表面之间必须能形成收敛的楔形间隙；2）两表面之间必须连续充满具有一定粘度的液体；3）两表面之间必须有一定的相对运动速度。二、弹性流体动力润滑弹性流体动力润滑理论是研究在点、线接触条件下，两弹性物体间的流体动力润滑膜的力学性质。这时的计算必须把在油膜压力下，摩擦表面的变形的弹性方程、表述润滑剂粘度与压力间关系的粘压方程与流体动力润滑的主要方程结合起来，以求解油膜压力分布、润滑膜厚度分布等问题。三、流体静力润滑流体静力润滑是指借助外部供入的压力油形成的流体膜来承受外载荷的润滑方式。采用流体静力润滑可在两个静止且平行的摩擦表面间形成流体膜，其承载能力不依赖于流体粘度，故能用粘度极低的润滑剂，且既可使摩擦副有较高的承载能力，又可使摩擦力矩降低。教案课题第四章螺纹联接课时6课型新授课讨论课习题课实验课其它授课班级机本04-1、2授课日期教学目的1）了解螺纹的类型及主要参数；2）掌握螺纹联接、预紧和防松措施、螺栓组联接的设计；3）掌握提高螺栓联接强度的措施；教学重点、难点及处理【重点】1、螺纹、螺纹联接及其零件的结构和类型。2、螺纹联接的受力分析和强度计算。3、螺纹联接的预紧和防松以及提高螺纹联接强度的措施。【难点】螺纹联接的受力和变形关系图 教具设备挂图CAI课件课外作业1、螺纹联接的受力分析和强度计算。2、螺纹联接的受力和变形关系图的分析课后分析螺栓组联接的设计，螺纹联接的受力分析和强度计算。制订日期2006年6月日备注备课笔记附后：N0第二篇联接在机器的设计和制造中，为了减少制造、安装、维修和运输费用，以及尽可能减轻机器重量、节约贵重金属、降低生产成本和提高劳动生产率，在一部机器中我们经常可以看到使用了不同的材料来制造不同的零件，然后通过一定的方式和联接手段把这些零件联接成一个整体，来实现预期的性能要求。因此，作为一个工程技术人员，无论从事那一个行业的工作，都必须了解机械中常用的各种联接方法、特点和应用情况，掌握一定的常用联接的设计准则和方法，熟悉各种常用联接零件的类型、结构与使用条件。常用的机械联接方法分类如下：除以上的联接方式外，常用的还有过盈配合联接、型联接等。机械动联接：被联接的各个零部件之间可以有相对位置变化，例如我们在前面所介绍的各类运动副；机械静联接：被联接起来的各个零部件之间的位置固定，不允许产生相对运动的联接。机械静联接是我们本章介绍的主要内容，而螺纹联接是机械中应用最为广泛的静联接方式之一，它具有结构简单、工作可靠、装拆方便、形式多样、能满足各种要求等优点。所以，我们本章主要介绍螺纹联接，同时对常用的键联接和不可拆卸联接进行适当的介绍。顾名思义，螺纹联接是采用螺纹和螺纹联接件来实现的联接。这类联接具有结构简单、拆装方便、工作可靠等特点，在各个行业及日常生活中都得到了广泛的使用。同时，螺纹和螺纹紧固件绝大多数已经标准化了。这种联接的设计，其主要任务就是正确的选用。在重要的场合进行强度计算。当然在工程上，为了满足一些特殊的工程要求，有时也需要自制一些特殊的螺纹紧固件。为了全面了解和研究螺纹联接，我们首先需要了解螺纹。第四章螺纹联接§4.1概述一．螺纹的主要几何尺寸在机械制图中，我们已经接触过螺纹和螺纹联接件。现在我们就以图4-1来说明螺纹的主要几何参数，该图是GB192-81标准化的螺纹牙型图。图4-1（1）大径d（D）：螺纹的最大直径，在标准中也作公称直径。图4-1（2）中径（）：通过螺纹轴向剖面内牙型上的沟槽和凸起宽度相等处的假想圆柱面的直径，近似等于螺纹的平均直径，是确定螺纹几何参数的直径。（3）小径（）：即螺纹的最小直径，在强度计算中常作为危险剖面的计算直径。（4）螺距：螺纹相邻两牙在中径上对应两点的轴向距离。（5）线数n：螺纹的螺旋线数量，也称螺纹头数。（6）导程s：同一螺旋线上的相邻两牙在中径线上对应两点间的轴向距离。对于单线螺纹s=p；对于多线螺纹s=np。（7）升角：中径圆柱上，螺旋线的切线与垂直于螺纹轴线的平面的夹角。（8）牙型角：螺纹牙型两侧边的夹角。（9）螺纹的工作高度h：表示内外螺纹沿径向的接触高度。对于这些几何参数值的规定，国际上和国内都已经标准化。规定的值不同，就会形成不同的螺纹，需要时可以查阅相关的手册和国家标准。二．螺纹分类螺纹主要尺寸的不同，其性能、用途也不同。常用的螺纹牙型有普通螺纹、管螺纹、矩形螺纹、梯形螺纹和矩形螺纹（其中除矩形螺纹外都已经标准化）。如下表：详细的分类、性能可以参见教材表4-1。1）三角形螺纹（普通螺纹）牙型角为60º，可以分为粗牙和细牙，粗牙用于一般联接；与粗牙螺纹相比，细牙由于在相同公称直径时，螺距小，螺纹深度浅，导程和升角也小，自锁性能好，宜用于薄壁零件和微调装置。2）管螺纹多用于有紧密性要求的管件联接，牙型角为55º，公称直径近似于管子内径，属于细牙三角螺纹。3）梯形螺纹牙型角为30º，是应用最为广泛的传动螺纹。4）锯齿型螺纹两侧牙型角分别为3º和30º，3º的一侧用来承受载荷，可得到较高效率；30º一侧用来增加牙根强度。适用于单向受载的传动螺纹。图4-25）矩形螺纹牙型角为0º，适于作传动螺纹。以上5种常见螺纹牙型如图4-2所示。另外，螺纹可以根据需要制成左旋或右旋（通常螺纹为右旋）。沿螺纹轴线方向看，螺旋线自下而上向右倾斜为右旋（如图a），向左倾斜为左旋（如图b）。左旋螺纹的标准紧固件通常制有左旋标记。按制订的螺纹标准不同，现在常见的有米制和英制两大类。我国除管螺纹外，一般采用米制。要注意：在实际工作中，特别是从事维修行业时要注意一些进口机器中螺纹的单位制。图4－3凡是牙型、大径和螺距符合国家标准的螺纹都称为标准螺纹。除机械制造中常用的标准螺纹外，还有适用于某些特殊行业的专用螺纹标准，在需要的时候可以查阅有关的设计手册。图4－3虽说螺纹并不陌生，但为了从理论的高度来理解和研究螺纹联接，接下来我们就需要对螺纹联接的基本类型和螺纹常用紧固件进行了解。§4.2螺旋副的受力分析、效率和自锁为了便于分析，我们根据牙型角不同常把螺纹分为矩形螺纹和非矩形螺纹两种情况。一、矩形螺纹图4－4螺旋副是由外螺纹（螺杆）和内螺纹组成的运动副，经过简化可以看作推动滑块（重物）沿螺纹表面运动（如图所示）。将矩形螺纹沿中径d2处展开，得一倾斜角为λ（即螺纹升角）的斜面，斜面上的滑块代表螺母，螺母和螺杆的相对运动可以看作滑块在斜面上的运动。图4－4图b所示为滑块在斜面上高速上升时的受力图。为轴向载荷，F相当于螺转螺母时作用在螺纹中径上的水平推力，为法向反力，摩擦力，为摩擦系数，为与的合力，为与的夹角，称为摩擦角，。根据平衡条件作力封闭图得：所以，转动螺纹所需的转矩为：螺母旋转一周所需的输入功为：；此时螺母上升一个导程s，其有效功为：。因此螺旋副的效率为：图4－5图4－5将效率公式绘制成曲线，如图所示。可见当时效率最高，但过大的升角使制造困难。并且由曲线图可以看出：当之后，效率的增加不明显，所以通常取λ不超过25º。当滑块沿斜面等速下降时，摩擦力向上，轴向载荷变成驱动滑块等速下滑的驱动力，F为阻碍滑块下降的支持力，由如图所示的力封闭图可知：当转动一周时，输入功率为，输出功率为，此时螺旋副的效率为：图4－6图4－6由公式可知，若λ≤，则≤0，说明此时无论轴向载荷有多大，滑块（即螺母）都不能沿斜面运动，这种现象称为自锁。＝0表明螺旋副处于临界自锁状态。<0时，其值越小，自锁性越强，需要有足够大的驱动力F才能使螺旋副产生相对运动。所以螺旋副的自锁条件是：λ≤。二、非矩形螺纹非矩形螺纹是指牙型角≠0º的三角形螺纹、梯形螺纹和锯齿型螺纹等。如果忽略螺纹升角的影响，在相同的轴向载荷的作用下，非矩形螺旋副中的中的法向力比较大，如图所示。图4－7非矩形螺旋副中的摩擦力比矩形螺旋副大倍，如果把法向力的增加想象成摩擦系数的增加，则非矩形螺旋副的摩擦力为：图4－7其中称为当量摩擦系数，。称为当量摩擦角。同样我们可以得到以下的关系式：螺纹力矩螺旋副效率螺旋副自锁条件λ≤由此可知：在其它条件相同的情况下，牙型角越大螺旋副的效率就越低，自锁性能就越好。所以三角螺纹多用于紧固联接（利用其自锁性），其它螺纹用于传动以提高传动效率。§4.3螺纹联接的基本类型和螺纹紧固件一．螺纹紧固件如图所示为典型的螺纹联接方式之一。从图中可以看出，联接必须存在至少两个被联接件。同时具有螺栓、垫片、螺母等零件组成了一个联接。那么，螺纹紧固件的种类到底有那些呢？图10-9联接实际上是和人类的发展紧密相连的。随着工业化进程的发展，随着专业化分工的出现，为了提高零件的互换性，标准化势在必行。作为各个行业都不可或缺的重要部分：联接，特别是螺纹联接、螺纹紧固件的类型、规格标准化显得更具重要性。图10-9图4-8就目前来讲，螺纹紧固件的品种很多，但是从结构等方面来说，常用的有以下几种。图4-81．螺栓图4-9螺栓是工程上、日常生活中应用最为普遍、广泛的紧固件之一，其形状如图所示。图4-9螺栓的头部有各种不同形状，但是我们最常见的是六角头，为了满足工程上的不同需要，六角头又有标准六角头和小六角头。一般情况下我们使用标准六角头，在空间尺寸受到限制的地图4-10图4-10方使用小六角头螺栓。但是，小六角头螺栓的支承面积较小，如果用于经常拆卸的场合时，螺栓头的棱角也易于磨圆。2．双头螺栓如图4-10所示。双头螺栓的两端都制有螺纹，两端的螺纹可以相同，也可以不同。其安装方式是一端旋入被联接件的螺纹孔中，另一端用来安装螺母。3．螺钉螺钉的头部有各种形状，如图4-11所示。为了明确表示螺钉的特点，所以通常以其头部的形状来命名，如：半圆头螺钉、圆柱头螺钉、沉头螺钉和内六角圆柱螺钉等等。螺钉的承载力一般较小。但是注意：在许多情况下，螺栓也可以用作螺钉。图4-11图4-124．紧定螺钉图4-11图4-12常用紧定螺钉如图4-12所示。紧定螺钉主要用于小载荷的情况下。例如，以传递圆周力为主的情况下，防止传动零件的轴向串动等。可以看出：紧定螺钉的工作面是在末端，所以对于重要的紧定螺钉需要淬火硬化后才能满足要求。5．螺母螺母是和螺栓相配套的标准零件，其外形有：六角形、圆形、方形及其它特殊的形状。如图4-13所示。图4-13其厚度有厚的、标准的和扁的，其中以标准的应用最广。图4-136．垫圈垫圈也是标准件，品种也最多，如图所示。图4－14但是，应用最多、最常见的有平垫和弹簧垫两种。平垫的目的主要是为了增加支承面积，同时对支承面起保护作用。弹簧垫主要是用于防止螺母和其它紧固件的自动松脱。所以凡是有振动的地方又未采取其它防松措施时，原则上都应该加装弹簧垫。图4－14除了以上两类垫圈外，还有一些特殊的垫圈，如方斜垫圈、止动垫圈等等。在需要的时候可查阅设计手册。在选用标准件紧固件时，我们应该视具体情况，对连接结构进行分析比较后合理选择。另外，我们需要注意：螺纹紧固件一般分精制和粗制两种，在机械工业中主要选择使用精制螺纹。二．螺纹联接的基本类型根据所用紧固件和联接方式的不同，螺纹联接可以分为四种基本类型。1）螺栓联接图4-15如图4-15所示的螺栓连接。其主要特点是被联接件上制有通孔，孔与螺栓杆之间可以留有间隙（普通螺栓连接），也可以将螺栓杆上的没有螺纹部分作成与孔的过渡配合联接形式。图4-15普通螺栓联接：由于孔和杆之间留有间隙，可以补偿各孔之间的位置误差，且加工简单，装拆方便，所以得到广泛的应用。通孔的大小不能随意，应该根据装配精度查机械设计手册确定。图4-16铰制孔螺栓联接：多采用基孔制过渡配合，如H7/m6，H7/n6等，螺杆与通孔加工精度高。由于孔与杆之间是过渡配合，具有定位作用，可以承受横向载荷，但是加工成本高。图4-16在选择螺栓时，需要考虑联接的结构尺寸进行。2）双头螺栓联接如图4-16所示。从图上可以看出，其主要特点为一个被联接件上制有螺纹孔，其它被联接件上则有通孔。这种联接主要用于被联接件较厚或受到空间位置尺寸限制，而又需要经常拆卸的情况下使用。这种联接拆卸时，只需要把螺母拧下即可，而螺柱留在原位，以免因多次拆卸使内螺纹损坏（磨损失效）。其螺柱的拧入深度的取值与被联接件的材料、螺柱的直径有关。3）螺钉联接如图4-17所示，为以典型的工程螺钉联接形式，其特点是：在一个被联接件上加工有螺纹孔，装配时螺钉直接拧入螺纹孔中，不需要螺母。图4-17这种联接主要用在空间位置受到限制，而且联接不需要经常拆卸的地方。图4-17比较上面三种联接方式可以看出，一般情况使用螺栓联接，在空间位置尺寸受到限制时，可以使用双头螺栓联接，也可以使用螺钉联接，其选择取决于拆卸的频繁程度。4）紧定螺钉联接图4-18如图4-18所示，这种联接主要用来固定被联接件的相对位置的。如图中，主要传递扭矩，为了防止轴向串动加设紧定螺钉。当然，也可以传递较小的力或扭矩图4-18 §4.4螺纹联接的预紧和防松一．螺纹联接的预紧在日常生活中，我们大多数同学都应该拧过螺栓。根据个人的经验知道：当利用螺栓联接时，需要将螺母拧紧，为什么呢？下面我们就从科学的理论与方法来探讨研究这方面的问题。我们根据日常的生活经验和前面学过的材料力学有关知识知道，任何材料在受到外力作用时，都会产生或多或少的形变，螺栓也不例外。当联接螺栓承受外在拉力时，将会伸长。如果我们在初始时仅将螺母拧上使各个接合面贴合，那么在受到外力作用时，接合面之间将会产生间隙。所以为了防止这种情况的出现，我们都知道在零件未受工作载荷前需要将螺母拧紧，使组成联接的所有零件都产生一定的弹性变形（螺栓伸长、被联接件压缩），从而可以有效地保证联接的可靠。这样，各零件在承受工作载荷前就受到了力的作用，这种方式就称为预紧，这个预加的作用力就称为预紧力。显然，预紧的目的就是：增强联接的紧密性、可靠性，防止受载后被联接件之间出现间隙或发生相对滑移。经验证明：选用适当较大的的预紧力，对螺栓联接的可靠性及螺栓的疲劳强度都是有利的。但过大的预紧力会使紧固件在装配或偶尔过载时断裂。因此，对于重要的螺栓联接，在装配时需要控制预紧力。对于一般联接用的钢制螺栓，其联接预紧力不超过其材料屈服极限的80%。可以按下面的推荐的关系式确定：碳素钢螺栓：合金钢螺栓：图4-19式中：A1——为螺栓的危险剖面面积。图4-19预紧力的具体数值应该根据载荷性质、联接刚度（后面要讲）等具体的工作条件来确定。对于重要的螺栓联接，应在图纸上作为技术条件注明预紧力矩，以便在装配时保证。图4-201．预紧力控制方法图4-20在装配时，预紧力是借助于测力矩扳手或定力矩扳手控制的，如图4-19、4-20所示，通过控制拧紧力矩来间接保证预紧力的。预紧力矩有两部分组成：1）螺纹副的摩擦力矩T1；2）螺母和钉头与支承面间的摩擦力矩T2。预紧力矩的计算公式为：其中：——预紧力 ——螺纹升角——螺旋副的当量摩擦角——支承面环形带的外径、内径——螺纹中径——支承面间的摩擦系数对于d为10～64mm的常用粗牙普通钢制螺栓，上式可近似简化为：对于只靠经验而不加严格控制预紧力的重要螺栓,例如压力容器、输气、输油管道等联接螺栓，不宜采用小于M12～M16的紧固件。2．预紧应力预紧应力的计算应综合考虑产生的拉应力和摩擦力矩产生的剪应力，故对采用塑性钢材制造的普通紧固件，应该采用第四强度理论来计算其。（）因为，所以：也即：可以将预紧力增加30%，以考虑扭转剪应力的影响。二．螺纹联接的防松机械中联接的失效（松脱），轻者会造成工作不正常，重者要引起严重事故。因此，螺纹联接的防松是工程工作中必须考虑的问题之一。一般来说，联接螺纹具有一定的自锁性，在静载荷条件下并不会自动松脱。但是，由于联接的工作条件是千变万化、各不相同的具体实际场合，都不可避免地存在冲击、振动、变载荷作用。在这些工况条件下，螺纹副之间的摩擦力会出现瞬时消失或减小的现象；同时在高温或温度变化比较大的场合，材料会发生蠕变和应力松弛，也会使摩擦力减小。在多次的作用下，就会造成联接的逐渐松脱。防松的本质：就是防止螺纹副的相对转动，也就是螺栓与螺母间的相对转动(内螺纹与外螺纹之间)。常用的防松方法有三种：摩擦防松、机械防松和永久防松。机械防松和摩擦防松称为可拆卸防松，而永久防松称为不可拆卸防松。常用的永久防松有：点焊、铆接、粘合等。这种方法在拆卸时大多要破坏螺纹紧固件，无法重复使用。常见摩擦防松有：利用垫片、自锁螺母及双螺母等。常见的机械防松方法：利用开口销、止动垫片及串钢丝绳等。机械防松的方法比较可靠，对于重要的联接要使用机械防松的方法。下面我们分述如下：1、摩擦防松1）弹簧垫片防松弹簧垫圈材料为弹簧钢，装配后垫圈被压平，其反弹力能使螺纹间保持压紧力和摩擦力，从而实现防松。2）对顶螺母防松利用螺母对顶作用使螺栓式中受到附加的拉力和附加的摩擦力。由于多用一个螺母，并且工作不十分可靠，目前已经和少使用了。3）弹性圈螺母防松螺纹旋入处嵌入纤维或尼龙来增加摩擦力。该弹性圈还起防止液体泄漏的作用。4）自锁螺母防松螺母一端制成非圆形收口或开缝后径向收口。当螺母拧紧后，收口胀开，利用收口的弹力使旋合螺纹间压紧。这种防松结构简单、防松可靠，可多次拆装而不降低防松性能。2、机械防松1）槽形螺母和开口销防松槽形螺母拧紧后，用开口销穿过螺栓尾部小孔和螺母的槽，也可以用普通螺母拧紧后进行配钻销孔。2）圆螺母和止动动垫片使垫圈内舌嵌入螺栓（轴）的槽内，拧紧螺母后将垫圈外舌之一褶嵌于螺母的一个槽内。3）止动垫片螺母拧紧后，将单耳或双耳止动垫圈分别向螺母和被联接件的侧面折弯贴紧，实现防松。如果两个螺栓需要双联锁紧时，可采用双联止动垫片。4）串联钢丝防松用低碳钢钢丝穿入各螺钉头部的孔内，将各螺钉串联起来，使其相互制动。这种结构需要注意钢丝穿入的方向，如图所示。3、冲边法防松如图所示。4、粘合防松通常采用厌氧胶粘结剂涂于螺纹旋合表面，拧紧螺母后粘结剂能够自行固化，防松效果良好。§4.5螺栓组的结构设计在工程上，我们可以看到，单独利用一个螺栓来实现联接的情况并不多见，基本上都是由几个螺栓按适当的规律排列起来，共同完成和实现一个联接任务的，这些情况我们称为螺栓组。下面我们就来看一下螺栓组的结构设计的原则和应该注意那些问题。要注意：虽说我们讲的是螺栓组，但这些方法和原则对其它的螺纹联接同样适用。在长期的工作实践中，人们了解到，如何尽可能地使各个螺栓接近均匀地承担外载，是设计、安装螺栓组的主要问题。合理布置同一组内的螺栓的位置起着关键的作用。通过实践发现，在进行螺栓组结构设计时应该考虑以下七个方面的问题。1）螺栓（钉）孔的布置图4-21联接接合面的几何形状通常都设计成轴对称的简单几何形状，同一螺栓组的螺栓布置应力求对称、分布均匀，从设计上首先保证被联接件接合面上受力均匀。如图4-21所示。图4-21在布置螺栓时，应该注意：不要在平行于外力的方向成排地布置8个以上的螺栓，以免载荷分布过度不均（当然也不是绝对的）。2）螺栓排列应有合理的钉距、边距在布置螺栓时，螺栓中心线与机体壁、螺栓之间的距离，要依据扳手所需的活动空间大小和联接的额密封性要求来决定。最小扳手空间尺寸可查阅有关手册，也可以根据经验确定。一般来讲，螺栓中心线到机体外壁的距离为：mm（其中D为螺栓六角头大径）螺栓之间的距离一般按照经验公式选择：（用于一般联接及压力的压力容器）（用于密封性要求高及压力场合）（用于无密封要求的场合）3）螺栓数量的选择分布在同一圆周上的额螺栓数应取为3、4、6、8、12等易于分度的数目，以利于划线钻孔和加工。当然，如果自动化程度较高，也可以采用其它的分度方法。4）螺栓直径的选择一般是先根据经验、或类比的方法、或依据相关的规范进行选取，然后在进行强度的计算。对于一般联接，初选螺栓直径d时，约可取为被联接件的厚度。5）螺栓规格的选择在通用机械中，为简化设计、制造，对同一螺栓组内的螺栓及配套件而言，不管受力的大小差异，应该选择同样材料、规格的同一标准的螺栓，便于采购、管理和装配。6）对联接支承面的要求被联接件上与螺母或螺栓头接触的支承面应该平整，并且要求与螺栓轴线垂直，以免引起偏心载荷而削弱螺栓强度。为便于加工，经常将支承面作成凸台或沉头（鱼眼坑）。7）其它应注意的问题1．一般情况下，螺栓与钉孔之间应留有间隙，由于螺栓是标准件，在螺栓选定之后螺栓的直径就已经确定。所以，必须依照螺栓直径选择其钉孔直径（可以查阅国家标准GB5277-85）。2．拧入螺纹深度、螺纹伸出长度、螺孔加工深度、光孔深度等尺寸同样也可以查阅相关的标准或手册，不能凭空想象。3．螺栓联接的预紧及防松问题的考虑（前面已有详细的讲述）。§4.6螺纹紧固件的材料与许用应力一．材料螺纹紧固件的材料是多种多样的，以满足不同行业不同用途的需要。常用的有：Q215、Q235、10、35和45钢，对于承受冲击、振动的，可以采用高强度材料，如15Cr、40Cr、30CrMnSi等，用作其它特殊用途的可以采用特殊材料，例如不锈钢等。国家标准中对材料的使用无硬性的规定，只有推荐材料。但是，规定了必须达到的性能等级，见表4-4（教材）。其性能等级有两部分的数字所组成，利用小数点分开。前面的数字表示公称抗拉强度的；后面的数字表示屈服强度或与公称抗拉强度的比值的10倍。在机械设计中，一般要给出所选择螺栓的性能等级国标号，列于明细表中，便于统计采购。螺母的性能等级见表4-5（教材）二．许用应力1．铰制孔螺栓联接铰制孔螺栓承受横向载荷时，许用应力可按以下方法选择。许用剪应力：（静载荷）或（变载荷）许用挤压应力：（静载荷，被联接件为钢）或（静载荷，被联接件为铸铁）变载荷时，要在以上结果的基础上乘以0.7～0.8。2．普通螺栓联接对于普通螺栓联接，受横向载荷和轴向载荷时的许用应力，当控制预紧力时可取为；不控制预紧力时，螺栓的许用应力可以用下式求得：S为安全系数，可以根据其公称直径在表4-6（教材）中选择。§4.7螺纹联接的强度计算螺栓组的结构设计完成之后，对于重要的螺栓连接都应该进行强度计算。螺纹连接的主要失效形式有三类：1）拉断；2）剪断；3）对于铰制孔联接出现孔或螺栓挤压变形。一般来说这三类失效形式是不会同时发生的。图4-22进行螺栓联接强度计算的第一步就是进行载荷分析，确定其中受载最大的螺栓及载荷大小，然后根据失效可能的发生形式选择不同的方法进行计算。图4-22在轴向载荷的作用下，螺栓的失效形式为螺栓拉断。根据统计分析，在静载荷条件下，除少数由于严重过载失效外，螺栓联接很少发生破坏，但在变载荷条件下，螺栓则易发生疲劳断裂。如图4-22所示显示了疲劳断裂常发生的部位及所占的比例。因此，螺栓联接强度计算的目的，主要是依据载荷的性质、联接的类型来确定螺栓所受的力，然后按相应的强度条件计算螺纹小径或校核其强度。图4-23一．松螺栓联接的强度计算图4-23松螺栓联接，螺母、螺栓和被联接件不需要拧紧，在承受工作载荷前，联接螺栓是不受力的，典型的结构如图4-23所示的起重机吊钩。该螺栓联接在外载荷F作用下其强度条件式为：或式中：d1——螺纹的小径（mm）[]——许用拉应力（MPa），且[]=——材料的屈服极限；S——安全系数安全系数需要根据具体情况，参照有关标准和设计规范进行。二．紧螺栓联接的强度计算图4-24这种装配，螺栓将承受预紧力和工作载荷的双重作用。而工作载荷的作用方式有：横向载荷和轴向载荷两种。图4-241）承受横向载荷作用时的强度计算同样的承受横向载荷，螺栓联接的方式又有两类：普通螺栓联接和铰制螺栓联接。对于这两类联接方式，其对应的失效方式是不同的。对于普通螺栓联接来说，如果两联接接合面间发生相对滑移即被视为失效；而铰制孔联接是依靠螺栓受挤压的强度决定的。对于普通螺纹联接，如图4-24所示，强度的计算准则为：预紧力在接合面所产生的摩擦力必须足以阻止被联接件间的相对滑移。设螺栓组中各螺栓所承担的载荷是均等的，则强度关系式可以表示为：或螺栓杆的计算应力为式中：——每个螺栓所受的预紧力；，——螺栓组中的螺栓数目及接合面数；——接合面间的摩擦系数（根据材质的不同而变化）；——可靠性系数，一般可取=1.1~1.3;——外载总和。图4-25我们知道，一般较小，远小于1，这时的需要很大才能满足要求，势必要增加螺栓直径。为避免这种缺陷，可以采用如图4-25所示的减载装置结构，利用键、套筒或销来承受横向工作的载荷，使得螺栓只用来保证联接，而不再承受工作载荷，因此预紧力不需要很大。图4-25图4-26这种装置的联接强度是按减载零件（键、套筒或销）的剪切、挤压强度条件进行计算。图4-26此外为简化结构，还可以采用铰制孔用螺栓联接，如图4-26b所示。因为螺栓杆与孔壁之间没有间隙，当承受横向载荷时，接触表面受挤压，在联接接合面处，螺栓杆则承受剪切。因此应该对螺栓杆与孔壁配合面的挤压强度和钉杆横剖面的抗剪切强度进行验算。强度验算式为：式中：d0——钉杆与孔壁配合部分的直径；——为钉杆与被联接件孔壁受挤压面的最小高度，按具体要求选取，一般。2）承受轴向载荷时的强度计算受轴向载荷的额紧螺栓联接是工程上使用最多的一种联接方式。这时，必须同时考虑预紧力和外载力对联接的综和影响。如图4-27所示为螺栓联接的预紧和工作的全过程中螺栓与被联接件受力变形过程的结构示意图（注意：为了说明问题，图中的尺寸有些夸张）。当螺栓未拧紧时，螺栓和被联接件都处于自然状态。当施加预紧力后，螺母拧紧，螺栓杆对应于伸长，被联接件在的作用下产生压缩变形量为。当联接上作用有外载F时，螺栓杆将继续伸长，其增量为，被联接件因压力减小而产生部分弹性恢复，其压缩变形的恢复量也应该等于，此时被联接件上的残余压力称为残余预紧力，用表示。图4-27将上面所述的过程用受力与变形关系线图表示出来如图4-28所示。图4-27由图可以看出，螺栓杆上所受的总拉力Q可用下面的关系式表示：图4-28Q=+图4-28或Q=+F可以看出，螺栓杆和被联接件的变形是彼此相关的，作用在螺栓上的总拉力Q并不等于预紧力和外载力之和，这一点计算中要特别注意。外载荷我们可以通过对螺栓组的受力分析求得。对于残余预紧力，一般按螺栓联接要求或重要程度由经验选取，都必须使>0。在没有资料时，可按下面推荐值选用：=（0.2~0.6）F一般联接，工作载荷稳定；=（0.6~1.0）F一般载荷，工作载荷不稳定；=（1.5~1.8）F要求由密封性的联接；≥F地脚螺栓联接由图10-21的几何关系得到关系式：；我们把、分别称为螺栓和被联接件的刚度，即产生单位变形所需力的大小。一旦材料和结构确定后，、可视为常数。同样，由几何关系可导出下面的关系式：所以得到：，故：从而可以得到：为保证有足够的残余预紧力,就要保证：其中：称作螺栓的相对刚度；称作被联接件的相对刚度。常数的值是通过试验获得的，可以参阅（教材）。由式可以看出，当<<时，外载施加在螺栓上的载荷将很小。在其它条件不变的情况下，Q、将减小。所以，在一般联接件中采用较硬的金属垫片以减小螺栓直径。而密封性要求较高时，采用软金属作垫片。我们知道，理论计算和工程实际是有差别的，为了保证可靠预紧，在求得Q以后，考虑到其它因素（如扭转剪切应力等）的影响，应将Q增加30%。所以：§4.8提高螺栓联接强度的措施图4-29螺栓联接的强度主要取决于螺栓强度，而影响螺栓强度的因素有许多。那么如何提高螺栓联接强度呢？图4-29一．降低影响螺栓疲劳强度的应力幅图4-301)由图4-29可以看出，随着外载在0～F之间的变化，螺栓总拉力将在Q和之间变化，其变动幅度为，而，显然随着的增加，在不变的条件下，会下降，就可以使螺栓承受的变应力相对减小，载荷趋于平稳。所以，适当增大预紧力可以减小变应力对强度的影响。图4-30图4-31图4-322）由可知，与螺栓和被联接件的刚度有关，增大或减小都可以使减小，也可以减小变应力对强度的影响。为达此目的，可以：（1）改变螺栓的长度或形状，如图4-29所示，以降低螺栓的刚度；（2）利用一定的方法提高，例如图4-30所示，采用刚度较大的金属垫片或采用密封圈进行密封。图4-31图4-32图4-33二．改善螺纹牙间的载荷分布不均现象图4-33在联接承受轴向载荷作用时，在整个螺纹长度上，其承受的载荷是不同的，而是逐圈递减的。试验证明：约有三分之一的载荷集中在第一圈螺纹上，以后各圈递减，在第八圈以后螺纹几乎不承受载荷，如图4-31和图4-32所示。所以希望利用增加螺母厚度来提高联接强度，其效果不大。改善载荷不均匀的措施，原则上是减小螺栓与螺母二者承受载荷时螺距的变化差，尽可能使螺纹各圈承受载荷接近均等。常用的方法有：1）将螺母设计成受拉伸的；2）在螺母的旋入端最初螺纹上制出倒角，如图4-33；3）采用均载钢丝套，利用钢丝螺套的膨胀作用起到均载的作图4-34用。图4-34三．避免或减小附加应力图4-3附加应力是指由于制造、装配或不正确设计而在螺栓中产生的额附加弯曲应力。为此，联接的支承面必须进行加工，设计时常将支承面设计成单个凸台锪（huo）平或采用沉头座（又称鱼眼坑），保证设计、制造、安装时螺栓轴线与被联接件的接合面垂直，如图4-34。图4-3四．减小应力集中的影响我们已经知道应力集中是十分有害的。曾经看到一根直径大约600mm的轴由于应力集中而产生断裂的情况。螺栓的断裂也最容易在应力集中处产生。为了减少应力集中，可以采用如图4-3五．采用合理的制造工艺采用合理的制造工艺方法，也可以提高螺栓的疲劳强度，例如采用冷墩、滚压或利用氮化和氰化的热处理工艺，可以极大地提高螺栓的疲劳强度（滚压大约可以提高30～40%，如果经过热处理再滚压甚至可以提高大约70～100%）。至此，螺栓联接的内容我们就讲解完毕，那么我们在实际工作中应如何利用这些知识呢？下面我们就来看书上给我们提供的例题。§4.9螺旋传动一、螺旋传动的类型和应用螺旋传动是利用螺杆和螺母组成的螺旋副来实现传动的。它主要用于将回转运动转变为直线运动，同时传递动力。螺旋传动常见的运动形式有：螺杆转动，螺母移动或螺母固定，螺杆转动并移动。螺旋传动按其用途不同，可分为以下三种类型:传力螺旋传导螺旋调整螺旋螺旋传动按其螺旋副摩擦性质的不同，又可分为：滑动螺旋滚动螺旋静压螺旋螺旋机构在机床的进给机构、起重设备、锻压机械、测量仪器、工具、夹具、玩具及其他工业装备中有着广泛的应用。二、滑动螺旋的结构和材料1．滑动螺旋的结构滑动螺旋的结构主要是指螺杆、螺母的固定和支承的结构形式。螺旋传动的工作刚度与精度等和支承结构有直接关系。螺母结构:整体螺母组合螺母剖分螺母2．滑动螺旋的材料螺杆的材料要有足够的强度和耐磨性。螺母的材料除了要有足够的强度外，还要求在与螺杆材料相配合时摩擦系数小和耐磨。三、滑动螺旋传动的设计计算主要失效形式:螺牙的磨损设计准则：按抗磨损确定直径，选择螺距；校核螺杆、螺母强度等。设计方法和步骤：1．耐磨性计算滑动螺旋的耐磨性计算，主要是限制螺纹工作面上的压力，其强度条件：依据计算出的螺纹中径，按螺纹标准选择合适的直径和螺距。对有自锁性要求的螺旋传动，应校核自锁条件：2．螺杆的强度计算对于受力比较大的螺杆，需根据第四强度理论求出危险截面的计算应力：式中，F为螺杆所受的轴向压力（或拉力），T为螺杆所受的扭矩螺杆的强度条件：3．螺母螺牙的强度计算螺牙上的平均压力为：F/u其危险截面a–a的剪切强度条件和弯曲强度条件分别为：4．螺母外径与凸缘的强度计算对于支撑螺母，需要校核螺母本体的强度。5．螺杆的稳定性计算对于长径比较大的受压螺杆，需要校核压杆的稳定性，要求螺杆的工作压力F要小于临界载荷Fcr教案课题第五章键、花键及无键联接课时3课型新授课讨论课习题课实验课其它授课班级机本04-1、2授课日期教学目的1）了解键联接的类型、特点，掌握键联接的选择及强度计算；2）了解花键联接、无键联接、销联接等知识。教学重点、难点及处理重点、难点：掌握键及花键联接的选择及强度计算。教具设备挂图CAI课件课外作业键及花键联接的选择及强度计算。课后分析键联接的类型、特点，花键联接、无键联接、销联接等知识。制订日期2006年6月日备注备课笔记附后：N0第五章键、花键及无键联接在联接中，除了螺纹联接外，还有一些无法利用螺栓来实现联接的场合，例如安装在轴上的零件（齿轮、链轮、带轮等），这种联接（轮毂与轴）统称为轴毂联接，其主要方式有键联接、花键联接、无键联接等等。接下来我们就开始逐步进行介绍。§10.10键联接一．键联接的类型、特点及应用键联接是是应用最广泛的一直中轴毂联接。这种联接具有结构简单、装拆方便、工作可靠等特点。其主要类型有：平键联接、半圆键联接、楔键联接和切向键联接。1．平键联接其特点是：键的两侧面是工作面，靠键与键槽的侧面挤压来传递扭矩；平键联接不能承受轴向力，因而对轴上的零件不能起到轴向固定作用。常用的平键有：普通平键和导向平键。平键联接具有结构简单、装拆方便、对中良好等优点。图5-1普通平键主要用于静联接。普通平键按端部形状不同分为A型（圆头）、B型（平头）、C型（半圆头）三种型式。如图5-1所示。采用A、C型平键时，轴上的键槽用键槽铣刀铣出，键在槽中固定良好，但当轴工作时，轴上键槽端部的应力集中较大。采用B型平键时，轴上的键槽用盘铣刀铣出，键槽两端的应力集中较小。C型平键常用于轴端的联接。轮毂上的键槽一般用插刀或拉刀加工。图5-1导向平键用于动联接，如图5-2所示。按端部形状分A型和B型两种型式，其特点是键较长，键与轮毂的键槽采用间隙配合，故轮毂可以沿键作轴向滑动（例如变速箱中滑移齿轮与轴的图5-2动联接）。为了防止键松动，需要用螺钉将键固定在轴上的键槽中。为了便于拆卸，键上制有起键螺孔。图5-2当零件需要滑移的距离较大时，因所需的导向平键长度过大，制造困难，一般度采用滑键，如图所示。滑键固定在轮毂上，轮毂带动滑键在轴上的键槽中坐轴向滑移。这样，只需要在轴上铣出较长的键槽，而键可以做的很短。2．半圆键联接半圆键联接如图5-3所示。轴上键槽用尺寸与半圆键相同的半圆键铣刀铣出，因而键在槽中能绕其几何中心摆动以适应毂上键槽的倾斜度。半圆键用于静联接，其两侧面是工作面。其优点是工艺性好，缺点是轴上的键槽较深，对轴的强度影响较大，所以一般多用于轻载情况的锥形轴端联接。图5-33．楔键联接图5-3图5-4楔键联接的特点是：键的上下两面是工作面，键的上表面和轮毂键槽底部各有1：100的斜度。装配时，通常是先将轮毂装好后，在把键放入并打紧，使键楔紧在轴与毂的键槽中。工作时，主要靠键、轴和毂之间的摩擦力传递转矩，同时还可以承受单向的轴向载荷，对轮毂起到单向轴向定位作用。其缺点：是楔紧后，轴和轮毂的配合产生偏心和倾斜。因此主要用于定心精度要求不高和低速的场合。图5-4楔键分为普通楔键和钩头楔键两种，如图5-4。普通楔键也有A型、B型、C型三种型式。钩头键的钩头供拆卸用，如果安装在外露的轴端时，应注意加装防护罩。4．切向键联接图5-5切向键联接如图5-5所示。是由一对斜度为1：100的楔键组成。装配时，先将轮毂装好，然后将两楔键从轮毂两端装入键槽并打紧，使键楔紧在轴与毂的键槽中。切向键的上下两面为工作面，工作时，靠工作面上的挤压应力及轴与毂间的摩擦力来传递转矩。图5-5用一个切向键时只能传递单向转矩，当要传递双向转矩时，必须使用两个切向键，两个切向键之间的夹角为。由于切向键的键槽对轴的削弱较大，因而只用于直径大于100mm二．键联接的强度计算在各种类型的键联接中，以平键联接应用最广。故我们只讨论平键联接的强度计算。图5-6键联接的设计首先需要根据联接的结构特点、使用要求和工作条件来选择平键类型，再根据轴径大小从标准中选出键的剖面尺寸bxh(b为键宽，h为键高)，然后参考轮毂宽度选取键的长度L，键的长度应符合标准规定的尺寸系列。最后进行强度校核计算。图5-6平键联接传递扭矩时的受力情况如图5-6所示，对于常见的材料组合和按标准选取尺寸的普通平键联接（静联接），其主要的失效型式是工作面被压坏。除非有严重过载，一般不会出现键的剪断。因此，普通平键联接通常只按工作面的挤压强度进行校核计算。导向键为动联接，其主要的失效形式为工作面的过度磨损，因此通常只按工作面上的压力进行条件性的强度校核计算。假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联接的强度条件式为：（MPa）导向平键联接的强度条件为：（MPa）和分别称作许用挤压应力和许用压力。键的材料没有统一的规定，但是一般都采用抗拉强度不小于600MPa的钢，多为45钢。在平键联接强度计算中，如强度不足时，可采用双键，相隔布置。但在强度计算中，考虑到键联接载荷分配的不均匀性，在强度校核中只按1.5个键计算。键的标记为：键bxLGB1096-79（对于A型键可不标出，但对于B、C型，必须标注“键B”或“键C”）。§5.2花键联接一．花键联接的类型、特点及应用由轴和轮毂孔周向均布的多个键齿构成的联接称为花键联接。与平键相类似，在工作时，齿的工作面为齿的侧面，靠工作面的挤压传递扭矩。由于是多齿传递载荷，所以与普通平键相比具有承载力高、轴和毂受力均匀、定心性和导向性好等优点。但加工需要专用设备和工具，成本较高。花键联接可用于静联接或动联接。按其齿型的不同，可以分为矩形花键和渐开线花键两类。对于花键联接，其定心面的粗糙度要求1.6以上。对于大径为14～125mm的矩形花键，GB1144-87规定用小径定心，可以通过磨削消除热处理变形，获得较高的定心精度。渐开线花键的两侧曲线为渐开线，其压力角规定有30º和45º两种。渐开线花键根部强度较大，应力集中小，承载能力大。这两种花键的规格尺寸都已经标准化，在设计时可以参考相关的标准和规范进行。图5-7二．花键联接的强度计算图5-7实践证明：对于花键联接，挤压破坏是其主要的失效形式。因此静联接通常按工作面上的挤压强度进行校核，动联接按工作面上的压力进行条件性强度校核。如图5-7所示，假定载荷在齿的工作面上均匀分布，各齿面压力的合力作用在平均值处，并引入系数来考虑载荷在各齿上的分配不均，于是花键联接的强度条件式为：静联接：动联接：其中：T——传递的扭矩（Nm）——载荷分配不均匀系数，按花键齿数的多少取为0.7~0.8。z——花键的齿数。——花键齿侧面的工作长度（mm）。h——花键齿侧面的工作高度(mm)，矩形花键，D为外花键的大径，d为小径，C为倒角尺寸；渐开线花键时，h=m；时，h=0.8m，m为模数。dm——花键的平均直径(mm)，矩形花键；渐开线花键，为分度圆直径（mm）。——许用挤压应力（MPa）。——许用压力（MPa）。花键联接的零件多用强度极限不低于600MPa的钢制造，多数要经过热处理（特别是用于动联接），以获得足够的硬度和耐磨性。§5.3销联接销联接也是工程中常用的一种重要联接形式，主要用来固定零件之间的相对位置，当载荷不大时也可以用作传递载荷的联接，同时可以作为安全装置中的过载剪断元件。销的主要形式由圆柱销和圆锥销（1：50锥度）。联接销孔一般需要经过铰制。同时还有许多特殊的形式，例如开口销、槽销等，如图所示。定位销通常不承受载荷，其结构尺寸可以按结构确定，数目不得少于两个。联接销在工作中通常受到挤压和剪切。设计时，可以根据联接结构的特点和工作要求来选择销的类型、材料和尺寸，必要时进行强度校核计算。销的主要材料为35、45钢，许用剪切应力为80MPa，许用挤压应力可以查阅相关标准或教材表格数据。§5.4其它联接在工程上，为了满足某些特殊的需要，还有许多其它类型的联接方式，例如：型面联接、胀套联接、过盈联接及其永久性联接（焊接和胶接）等。1．型面联接：是由光滑非圆剖面的轴与相应的毂孔构成的联接，如图。轴和毂孔可作成柱形或锥形的。主要用于静联接。其优点是：装拆方便、能保证良好的对中性；型接面上没有应力集中源造成的影响；能比平键联接传递更大的转矩。其缺点是：加工复杂。所以实际中应用较少。2．胀