机械设计期末总复习讲课文档

机械设计期末总复习第一页，共115页。一般机械设备原动机：机械设备完成其工作任务的动力来源；传动装置：将原动机的运动和动力传递给工作机的装置；控制装置：根据机械系统的不同工况对原动机、传动装置和工作机实施控制的装置；工作机：完成生产任务的执行装置；辅助装置：机架、润滑、照明、排污、通风等机械零件——机械制造过程中不可分拆的最小单元；机械部件——机械制造过程中为完成同一目的而由若干协同

工作的零件组合在一起的组合体。1.1机械的组成第二页，共115页。名义载荷——根据原动机或工作机的额定功率计算出的作用于机械零件上的载荷，或称为额定载荷计算载荷——考虑到载荷不均匀性和其他影响因素的情况下，在名义载荷的基础上乘上载荷系数K，静载荷——不随时间变化或缓慢变化的载荷动载荷——随时间作周期性变化或非周期性变化的载荷Fca=KFFFca静应力——大小和方向不随时间变化或变化缓慢的应力；变应力——大小和方向随时间变化的应力零件在静应力作用下可能发生断裂或塑形变形；零件在变应力作用下可能发生疲劳破坏；2.2载荷和应力第三页，共115页。变应力又分为循环变应力和非循环变应力2.2载荷和应力变循环应力有5个基本参数：最大应力、最小应力、平均应力、应力幅和循环特征，其中只有2个为独立参数，其中循环特征r是重要指标。第四页，共115页。根据循环特征r可分为：对称循环变应力、脉动循环变应力和非对称循环变应力。2.2载荷和应力第五页，共115页。2.2载荷和应力工作应力——根据计算载荷，按照材料力学的基本公式求出的、作用于机械零件剖面上的应力计算应力——当零件危险剖面上呈复杂应力状态时，按照某一强度理论求出、与单向拉伸时有同等破坏作用的应力极限应力——按照强度准则设计机械零件时，根据材料性质及应力种类而采用材料的某个应力极限值疲劳极限的主要影响因素：（1）应力集中；（2）绝对尺寸；（3）表面状态许用应力——设计零件时计算应力允许打到的最大值，是极限应力和许用安全系数的比值，用[σ]和[τ]表示。第六页，共115页。接触应力当两物体在压力下接触时，若两接触面（或其中一个）为曲面，那么在接触处的表层产生很大的局部应力，即接触应力。高副接触中都存在接触应力，通常采用赫兹接触理论来计算。2.2载荷和应力第七页，共115页。机械零部件的主要内容原理特点，受力失效设计准则，材料选择强度计算，参数选择结构设计第八页，共115页。5.1螺纹的主要参数d--螺纹大径公称直径d1-螺纹小径校核直径d2--螺纹中径基准直径p--螺距相邻两牙n--线数螺旋线数S--导程同一螺旋线φ--螺纹升角

—牙型角

--牙侧角旋向第五章螺纹连接和螺纹传动第九页，共115页。5.1螺纹副的自锁条件第五章螺纹连接和螺纹传动常用螺纹的特点与应用按牙形：三角形螺纹、矩形螺纹、梯形螺纹、锯

齿形螺纹、管螺纹按母体形状：圆柱螺纹、圆锥螺纹第十页，共115页。细牙螺纹与粗牙螺纹的比较粗牙：常用细牙的缺点：牙小，相同载荷下磨损快，易脱扣适用场合：冲击、振动及变载荷、或空心、薄壁零件上及微调装置中细牙的优点：螺杆强度较高，自锁性能更好第五章螺纹连接和螺纹传动第十一页，共115页。螺纹连接基本类型普通螺栓连接铰制孔螺栓连接1、螺栓连接12第十二页，共115页。螺纹连接基本类型2、螺钉连接13第十三页，共115页。螺纹连接基本类型3、双头螺柱连接14第十四页，共115页。螺纹连接基本类型4、紧定螺钉连接第十五页，共115页。预紧的目的：预紧可使连接在承受工作载荷之前就受到预紧力F’的作用，增强连接的可靠性和紧密性，防止连接受载后被连接件间出现间隙或横向滑移。预紧也可以防松。控制预紧力的原则：拧紧后螺纹联接件的预紧应力不得超过其材料的屈服极限σs

的80%。预紧力过大，会使连接超载。预紧力不足，可能导致连接失效，重要的螺栓要控制预紧力。拧紧螺母时，拧紧力矩需要克服两个力：1、螺纹副的摩擦力矩T12、螺母与支承面间的摩擦力矩T2故拧紧力矩T：

T=T1+T25.3螺纹连接的预紧第十六页，共115页。5.4螺纹连接的防松当螺纹连接承受冲击、振动或变载荷下或温度变化大的情况下，螺纹副中的正压力就会发生变化，在某一瞬间可能消失，导致摩擦力为零，这样螺纹连接就会出现相对滑动，如此反复多次就使螺纹逐渐松脱，甚至脱落。防松双螺母弹簧垫圈锁紧螺母开口销与六角开槽螺母止动垫圈串联钢丝第十七页，共115页。5.5单个螺栓连接的强度计算松连接：螺栓连接在承受工作载荷之前不拧紧螺母仅承受轴

向载荷紧连接：螺栓连接在承受工作载荷之前必须拧紧螺母，即预紧可承受横向和轴向载荷松连接的强度条件MPa紧连接：承受工作载荷之前螺母拧紧，使被连接件间产生足够的预紧力目的：承受横向工作载荷时，防止摩擦力不足而相对运动承受轴向工作载荷时，防止被连接件之间出现间隙第十八页，共115页。受横向工作载荷的紧螺纹连接:普通螺纹连接F′F′FsFs预紧力摩擦力矩螺栓截面上的拉应力和扭转切应力：在拉应力、扭转切应力的复合作用下，由第四强度理论可得螺栓的当量应力:第十九页，共115页。受横向工作载荷的紧螺纹连接：铰制孔用螺纹连接螺栓杆的剪切强度条件为:螺栓与孔壁的挤压强度条件为：螺栓在接合面处的横截面受剪切螺栓与孔壁接触表面受挤压FsFshminds第二十页，共115页。

受轴向工作载荷的紧螺栓连接：变形协调条件21第二十一页，共115页。校核公式：设计公式：静强度计算疲劳强度条件为22第二十二页，共115页。5.6螺栓组连接设计在实际应用中，螺栓组连接所受的载荷通常由上述四种受力状态的不同组合，故可采用静力学分析方法，将各种受力状态转化为上述四种基本受力状态的某种组合。普通螺栓连接：铰制孔用螺栓连接：横向载荷+旋转力矩预紧力总拉力强度计算横向载荷+旋转力矩最大工作剪力剪切和挤压强度计算第二十三页，共115页。5.7提高螺栓连接强度的措施一、改善螺纹牙上载荷的分配二、提高疲劳强度的措施减小应力幅减小应力集中减小螺栓刚度或增大被连接件刚度，都可减小螺栓的应力幅为减小螺栓刚度，可适当增大螺栓的长度、减小螺栓杆直径、或做成空心杆、或在螺母下安装弹性元件。为增大被连接件的刚度，应采用刚性大的垫片；如需密封元件时可用密封环结构代替密封垫片。第二十四页，共115页。

带传动的应力分析2.由离心力产生的应力及其位置1.由紧边和松边拉力产生的应力及其位置3.由带弯曲产生的应力带传动的受力分析7.1-3带传动为什么V带传动比平带传动的传动能力大?25第二十五页，共115页。1）弹性滑动：由于带的弹性变形而引起的带与带轮之间的相对滑动现象称为弹性滑动。2）弹性滑动会引起下列后果：（1）从动轮的圆周速度总是落后于主动轮的圆周速度，并随载荷变化而变化，导致此传动的传动比不准确；（2）损失一部分能量，降低了传动效率，会使带的温度升高；并引起传动带磨损。弹性滑动3）打滑

若传递的基本载荷超过最大有效圆周力,带在带轮上发生显著的相对滑动即打滑,打滑总是在小轮上先开始的。第二十六页，共115页。

带传动的失效形式和设计准则带传动的失效形式是：打滑和疲劳破坏带传动的设计准则是：

在保证带工作时不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和寿命27第二十七页，共115页。设计功率Pd选择带型号带轮基准直径dd1dd2验算带速度v中心距a和带基准长度Ld小轮包角a1V带根数z初拉力F0压轴力Q7.4普通V带传动的设计计算第二十八页，共115页。带的张紧定期张紧装置自动张紧装置用带轮张紧29第二十九页，共115页。齿轮传动特点、失效形式、设计准则计算载荷（四个系数）受力分析(转向、旋向、力方向)直齿、斜齿圆柱齿轮的强度计算、各种修正系数影响因素齿轮传动主要参数选择齿轮结构8齿轮传动30第三十页，共115页。主要失效形式：8.2齿轮传动的失效形式和设计准则31第三十一页，共115页。齿轮传动的设计准则•闭式软齿面齿轮传动：常因齿面点蚀而失效，故通常先按齿面接触疲劳强度进行设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度。•闭式硬齿面齿轮传动：其齿面接触承载能力较高，故通常先按齿根弯曲疲劳强度进行设计，然后校核齿面接触疲劳强度。•开式齿轮传动：其主要失效形式是齿面磨损，而且在轮齿磨薄后往往会发生轮齿折断。故目前多是按齿根弯曲疲劳强度进行设计，并考虑磨损的影响将模数适当增大。•高速重载齿轮传动：可能出现齿面胶合，故需校核齿面胶合强度。32第三十二页，共115页。载荷系数8.4齿轮传动的计算载荷使用系数KA：考虑由于齿轮啮合外部因素引起附加动载荷影响的系数。动载系数K

：考虑由于齿轮制造精度、运转速度等轮齿内部因素引起的附加动载荷影响系数。齿向载荷分布系数K

：考虑沿齿宽方向载荷分布不均匀对轮齿应力的影响系数。齿间载荷分配系数K

：考虑同时啮合的各对轮齿载荷分配不均匀对轮齿应力的影响系数。33第三十三页，共115页。轮齿受力分析圆周力径向力法向力力的方向判断:作用于主、从动轮上的各对力均大小相等，方向相反。Ft

在主动轮上与运动方向相反，在从动轮上与运动方向相同。Fr

的方向与啮合方式有关，对于外啮合，主、从动轮上的径向力分别指向各自的轮心。34第三十四页，共115页。齿面接触疲劳强度的设计公式:或两轮的工作接触应力σH1＝σH2，但许用接触应力不相等，即[σ]H1≠[σ]H2，它们与两轮的材料、热处理和应力循环次数等有关。在设计和校核计算中，取[σ]H＝min｛[σ]H1，[σ]H2｝。35第三十五页，共115页。大小齿轮应分别进行弯曲强度校核时设计模数时,应按下式选择齿根弯曲疲劳强度的设计公式36第三十六页，共115页。斜齿轮传动的受力分析标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算37第三十七页，共115页。齿轮传动主要参数的选择1、模数m和齿数Z12、齿宽系数

d、a3、分度圆压力角

4、齿数比u

5、螺旋角

38第三十八页，共115页。9蜗杆传动蜗杆传动特点类型失效形式、设计准则受力分析（转向、旋向、力的方向）效率结构39第三十九页，共115页。普通圆柱蜗杆传动中间平面上的参数作为设计基准蜗杆传动的正确啮合条件旋向相同40第四十页，共115页。由于切削蜗轮的滚刀直径和齿形参数（模数、压力角、导程角等）必须与相应的蜗杆相同，使得只要有一种蜗杆，就需要一把与之对应的蜗轮滚刀。同一模数，可以有很多不同直径的蜗杆，就需要对每一个模数都要配备很多把磨轮滚刀。为了限制滚刀的数目，国家标准对每一标准模数规定了一定数目的标准蜗杆分度圆直径d1。蜗杆传动的失效形式和设计准则失效形式：主要是齿面胶合、点蚀、磨损和轮齿折断，而且失效通常发生在蜗轮轮齿上。设计准则：通常按齿面（蜗轮）接触疲劳强度条件计算蜗杆传动的承载能力。在选择许用应力时，要适当考虑胶合和磨损失效因素的影响。对闭式传动进行热平衡计算，必要时对蜗杆强度和刚度进行计算。为什么蜗杆传动的标准参数是m2d1？第四十一页，共115页。力的方向：确定圆周力Ft及径向力Fr的方向的方法同外啮合圆柱齿轮传动，而轴向力Fa的方向则可根据相应的圆周力Ft的方向来判定，即Fa1与Ft2方向相反，Ft1与Fa2的方向相反。也可按照主动件左右手定则来判断。42第四十二页，共115页。第四十三页，共115页。1）B＜300MPa，锡青铜时，材料本身抗胶合能力强，多发生点蚀失效，许用应力的选择主要与循环次数有关2）B≥300MPa，铝铁青铜或铸铁时，材料本身抗点蚀能力强，多发生胶合失效，进行齿面接触疲劳强度计算是条件性的，通过限制齿面接触应力大小来防止发生胶合。许用接触应力选择与滑动速度和材料有关，而与循环次数无关。9.4蜗杆传动的强度计算蜗轮齿面接触疲劳强度计算的校核公式为：，MPa第四十四页，共115页。蜗杆传动的效率式中：

1—啮合效率

2

3—分别为轴承效率和搅油效率一般取

2

3=0.95~0.96改善闭式蜗杆传动散热的常用措施有:1、增加散热片,以增大散热面积；2、在蜗杆轴上装置风扇,以提高散热系数；3、在箱体油池内装设蛇行冷却水管;4、压力喷油循环润滑45第四十五页，共115页。10轴及轴毂连接轴的分类转轴心轴传动轴转动心轴固定心轴按载荷分转轴的一般设计步骤三步：（1）初定轴径；（2）结构设计画草图，确定轴的尺寸，得到跨距和力的作用点；（3）强度计算，做出弯矩、扭矩图，校核危险截面强度。已知条件选择轴的材料初算轴径结构设计计算弯矩转矩校核计算完善设计修改直径不满足46第四十六页，共115页。第六章轴毂联接第四十七页，共115页。九、滚动轴承滚动轴承结构、特点、类型、代号受力分析和失效形式寿命计算角接触轴承的内部轴向力轴承部件结构设计48第四十八页，共115页。滚动轴承代号49第四十九页，共115页。滚动轴承主要类型代号表6深沟球轴承L直线轴承5推力球轴承U外球面球轴承4双列深沟球轴承NA滚针轴承3圆锥滚子轴承N圆柱滚子轴承29推力调心滚子轴承9推力圆锥滚子轴承2双列调心滚子轴承8推力滚子轴承1双列调心球轴承7角接触球轴承0双列角接触球轴承代号轴承类型代号轴承类型第五十页，共115页。例如:7210C7210C/P5/DF/P5/DF轴承类型为角接触球轴承尺寸类型代号,其中宽度类型代号为0,窄系列,省略不写,直径系列代号为2,轻系列轴承内径空一个字符公称接触角轴承精度等级为5级面对面配置51第五十一页，共115页。（1）当载荷较大或有冲击载荷时，宜用滚子轴承；当载荷较小时，宜用球轴承。（2）当只受径向载荷时，或虽同时受径向和轴向载荷，但以径向载荷为主时，应用向心轴承。当只受轴向载荷时，一般应用推力轴承，而当转速很高时，可用角接触球轴承或深沟球轴承。当径向和轴向载荷都较大时，应采用角接触轴承。轴承选型第五十二页，共115页。（4）当要求支承具有较大刚度时，应用滚子轴承。（5）当轴的挠曲变形大或轴承座孔直径不同、跨度大而对支承有调心要求时，应选用调心轴承。（6）为便于轴承的装拆，可选用内、外圈分离的轴承。（7）从经济角度看，球轴承比滚子轴承便宜，精度低的轴承比精度高的轴承便宜，普通结构轴承比特殊结构的轴承便宜。（3）当转速较高时，宜用球轴承；当转速较低时，可用滚子轴承，也可用球轴承。第五十三页，共115页。滚动轴承的失效形式1.疲劳点蚀2.塑性变形3.磨粒磨损4.胶合滚动轴承的计算准则寿命计算：对于转动的滚动轴承，疲劳点蚀是其主要失效形式，因而主要是进行寿命计算，必要时再作静强度校核。静强度计算：对于不转动、低速或摆动的轴承，局部塑性变形是其主要失效形式，因而主要是进行静强度计算。校核极限转速：对于高速轴承，发热以至胶合是其主要失效形式，因而除进行寿命计算外还应该校核极限转速。54第五十四页，共115页。滚动轴承的寿命计算基本额定动负荷：轴承工作温度在以下,基本额定寿命时，轴承所能承受的最大载荷，用C表示。基本额定寿命：一批相同轴承，在相同条件下运转，90%轴承在疲劳点蚀前转过的总转数，单位为106r。第五十五页，共115页。在当量动载荷P作用下的基本额定寿命为滚动轴承的载荷与寿命之间的关系:常用小时数表示基本额定寿命Lh引入温度系数fT和载荷系数fP56第五十六页，共115页。当量动载荷

把实际载荷折算为与基本额定动负荷的方向相同的一假想载荷，在该假想载荷作用下轴承的寿命与实际载荷作用下的寿命相同，则称该假想载荷为当量动载荷，用P表示。当量动载荷P的计算式：57第五十七页，共115页。角接触轴承的内部轴向力由力的平衡条件得作用在轴承Ⅱ上的轴向载荷为作用在轴承上的轴向载荷只有自身的内部轴向力,即58第五十八页，共115页。轴承轴向载荷计算总结：1、轴承的轴向载荷与轴承部件的结构，与固定方式密切相关。2、在轴上的轴向载荷和轴承的内部轴向力同时作用下，有一个轴承有被压紧的趋势，另一个有放松的趋势；3、被放松的轴承轴向载荷，等于自身的内部轴向力；4、被压紧的轴承轴向载荷，等于除自身以外的轴向力之和。第五十九页，共115页。滚动轴承部件结构设计1、安装和拆卸2、定位和固定3、配合和调整4、润滑和密封60第六十页，共115页。第六十一页，共115页。第六十二页，共115页。第六十三页，共115页。二、摩擦、磨损和润滑

摩擦分类：外摩擦（存在于两物体表面之间）内摩擦（流体内部产生的粘剪力）

按照两表面的润滑状况，摩擦分为：

1）干摩擦----无润滑状态

2）边界摩擦——边界润滑状态

3）流体摩擦——流体润滑状态

4）混合摩擦——混合润滑状态64第六十四页，共115页。磨损过程（三阶段）磨损的五种形式1）粘着磨损2）磨粒磨损3）疲劳磨损4）冲蚀磨损5）腐蚀磨损第六十五页，共115页。十、滑动轴承滑动轴承分类、特点、应用结构形式轴瓦结构计算P值、Pv值的意义流体动压的形成原理、基本方程66第六十六页，共115页。滑动轴承的分类按滑动轴承工作时轴瓦和轴颈表面间呈现的摩擦状态，滑动轴承可分为:

液体摩擦轴承非液体摩擦轴承液体动压润滑轴承液体静压润滑轴承

按滑动轴承承受载荷的方向可分为:径向滑动轴承推力滑动轴承67第六十七页，共115页。滑动轴承的结构形式1、径向滑动轴承整体式径向滑动轴承；剖分式径向滑动轴承2、推力滑动轴承轴瓦结构单金属轴瓦：结构简单，成本低双金属轴瓦：节省贵重金属轴瓦上的油沟68第六十八页，共115页。非液体摩擦径向滑动轴承的计算1.验算压强p

压强p过大可能使轴瓦产生塑性变形破坏边界膜2.验算值值大表明摩擦功大,温升大,边界膜易破坏3.验算速度对于跨度较大的轴，高速易导致偏磨加剧。边界膜的强度与润滑油的油性轴瓦的材料摩擦表面的压力和温度有关设计中：主要限制温度和压力69第六十九页，共115页。形成流体动压的条件(1)流体必须流经收敛间隙,而且间隙倾角越大则产生的油膜压力越大；(2)流体必须有足够的速度；(3)流体必须是粘性流体。流体动压基本方程（一维雷诺方程）70第七十页，共115页。一、径向滑动轴承的工作过程二、最小油膜厚度必须满足第七十一页，共115页。十一、联轴器、离合器联轴器的类型、特点、名称、应用离合器类型、工作原理72第七十二页，共115页。预祝

考试顺利，取得好成绩！

73第七十三页，共115页。

受力分析例题（1）第七十四页，共115页。

受力分析例题（2）第七十五页，共115页。

受力分析例题（3）第七十六页，共115页。例1

用两个普通螺栓将轴承座与铸铁机架联接固定，如图a)所示。已知轴承所受载荷及中心高。试对该螺栓组进行受力分析，并说明该联接可能的失效形式有哪些？第七十七页，共115页。解：显然，对于螺栓组来说，力可分解为过点的轴向分力和横向分力。而过点的横向分力对于轴承座又有两种作用，即：纯横向力和力矩。所以，该螺栓组受如图a)中力作用后，相当于三种典型螺栓组的受力模型同时出现其中，即螺栓组同时受轴向载荷、横向载荷和翻转力矩，如图b)所示。第七十八页，共115页。可能的失效形式有：①左侧螺栓由于所受载荷较大，可能发生强度破坏；②在横向力的作用下，轴承座底板与机架之间可能发生相对滑动；③右侧(B处)由于轴承座底板与机架之间压力较大，可能发生压溃现象。此外，左侧(C处)轴承座底板与机架之间可能出现缝隙。第七十九页，共115页。例2如图，用8个6.8级普通螺栓和两块钢制夹板将钢板1、2联接起来。已知作用于钢板上的横向载荷，结合面摩擦因数，安全系数，取可靠性系数，试确定所需螺栓的小径至少应为多少？第八十页，共115页。第八十一页，共115页。解：1)由静力平衡条件确定每个螺栓的预紧力显然，这里，，每个螺栓的预紧力2)确定螺栓的许用应力

由6.8级螺栓已知条件，可知其公称抗拉强度，屈服点，于是许用应力3)确定螺栓的小径第八十二页，共115页。所需螺栓的小径第八十三页，共115页。一支架与机座用4个普通螺栓连接，所受外载荷分别为横向载荷，轴向载荷，已知螺栓的相对刚度结合面间摩擦系数，可靠性系数，最小屈服极限，许用安全系数试计算该螺栓小径的计算值。例3，螺栓材料强度级别为8.8级计算螺栓的轴向工作载荷解：（2)计算螺栓的预紧力由于有轴向载荷的作用，接合面间的压紧力为剩余预紧力，故有第八十四页，共115页。联立解上述两式，则得2.计算螺栓的小径螺栓材料的机械性能级别为8.8级，其最小屈服极限安全系数故其许用拉伸应力而所以第八十五页，共115页。

起重卷筒与大齿轮用8个普通螺栓连接在一起，已知卷筒直径，螺栓分布圆直径，接合面间摩擦系数，可靠性系数，起重钢索拉力螺栓材料的许用拉伸应力试设计该螺栓组的螺栓直径例4第八十六页，共115页。1.计算旋转力矩2.计算螺栓所需要的预紧力由

得3.确定螺栓直径取M36(d1=31.670mm>28.768mm)第八十七页，共115页。例5有一轴承托架用4个普通螺栓固联于钢立柱上，托架材料，螺栓材料强度级别为6.6级，结合面间摩擦系数=0.15，，螺栓相对刚度，载荷设计此螺栓组连接。为HT150，许用挤压应力许用安全系数可靠性系数PPxPy第八十八页，共115页。1.螺栓组受力分析载荷P可分解为：横向载荷：(铅垂向下)轴向载荷：(水平向右)倾覆力矩：

该螺栓组连接在这三种简单载荷作用下可能发生的失效如下:(1)在横向载荷作用下,托架下滑;(2)在轴向载荷和倾覆力矩作用下,接合面上部分离;(3)在倾覆力矩和轴向载荷作用下,托架下部或立柱被压溃;(4)受力最大螺栓被拉断.第八十九页，共115页。

由上述分析可知,为防止分离和下滑,接合面应保证有足够的预紧力;而为避免压溃,又要把预紧力控制在一定的范围.因此,预紧力的确定不能只考虑在横向载荷作用下接合面不滑移条件还应考虑上部不分离和下部不压溃条件.

注意:接合面间产生足够大的摩擦力来克服横向载荷的不是预紧力,而是残余预紧力.

确定受力最大螺栓的轴向工作载荷。每个螺栓受到的轴向工作载荷第九十页，共115页。

在倾覆力矩M的作用下，每个螺栓受到的轴向载荷为上部螺栓受力最大，其轴向工作载荷为(2)确定螺栓的预紧力托架不下滑的条件式为：①由托架不下滑条件确定预紧力第九十一页，共115页。而

所以

第九十二页，共115页。②

由接合面不分离条件计算预紧力

③

由托架下部不被压溃条件计算预紧力

(钢立柱抗挤压强度高于铸铁托架)

由第九十三页，共115页。式中

——托架材料的许用挤压应力，=60MPa。综合以上三方面计算，取

第九十四页，共115页。2.计算螺栓的总拉力3.确定螺栓直径查GB196—1981，取M16（）强度级别为6.6级，得所以

第九十五页，共115页。例6拟用四个普通六角头螺栓将一钢制托板固定在立柱上，布置方案如图所示。已知图中mm，mm，作用于托板上的力N。设结合面摩擦系数

，螺栓的许用应力MPa，取可靠性系数。试确定受力最大螺栓并选择恰当的粗牙螺栓代号。普通粗牙螺纹径向尺寸见表3-1。第九十六页，共115页。第九十七页，共115页。解1)螺栓组的受力分析如下图所示为将力向螺栓组形心简化的等效受力分析图。显然，在将移向点的同时，必然有转矩于是，就把问题转化为一受横向力和转矩联合作用的螺栓组联接了。第九十八页，共115页。在力的作用下，托板有向下移动的趋势，每个螺栓所受载荷均等，方向均指向下方。设由引起每个螺栓的载荷依次为，则在转矩作用下，托板有绕螺栓组形心顺时针转动的趋势，每个螺栓所受载荷的方向即托板在螺栓处转动趋势的指向。设由转矩引起的每个螺栓的载荷依次为，则第九十九页，共115页。综合考虑横向力和转矩两种载荷的作用，则不难发现螺栓2、3所受载荷较大，这是由于其载荷之间夹角较小的缘故。显然，本题中螺栓2、3两载荷之间的夹角均应为。于是，由平行四边形