莱职院机械设计基础教案第7章 螺栓连接与螺旋传动

第错误！链接无效。（在螺纹升角ψ相同的条件下）条件当（p、d、tv材料相同的条件下）t0——旋合长度即可车又可铣只能车不能铣联接传动传动传动特点（优缺点及结构性能）由P分：粗牙Md—用于紧固件细牙Mdxp—d同而d小，因而ψP↓，自锁性↑，适于薄壁细小零件、冲击、变载等场合联接可靠、防震性好，适于重要的动力传动，要求精密强度高等，适于双向传动，如车库丝扭、双面工作。用部分螺母可调间隙，应用广泛。性能介于梯形与矩形之间，适于单向传动，单面工作（3°）应用千斤顶等特适于高效、轻载传动如高低机、方向机等，但强度低、精度差、磨损后有间隙，加工艺性差，为便于铣磨，现已改用α=10°,β=5°自行设计：p=1/4d,d=5/4d1h=1/8d17.1.4螺纹联接的基本类型合理选择螺纹联接需要了解螺纹联接类型的特点及应用场合。正确选用联接类型,熟悉常用连接件的有关国家标准是设计螺纹联接所必须掌握的基本知识。螺纹联接是由带螺纹的零件，即螺纹紧固件和被联接件组成常用联接的基本类型：螺栓联接、双头螺柱联接、螺钉联接、紧定螺钉联接。（a）螺栓联接(b)双头螺柱联接(c)螺钉联接(d)紧定螺钉联7.1.5标准螺纹联接件7.2螺纹联接的预紧与防松7.2.1螺纹联接的预紧螺纹联接松联接—在装配时不拧紧，受外载时才受到力的作用。紧联接—在装配时需拧紧，即在承载时，已预先受预紧力F0。预紧目的:保持正常工作。T≈0.2F0d预紧力的控制:测力矩板手—测出预紧力矩。定力矩板手—达到固定的拧紧力矩时，弹簧受压将自动打滑。测量—测量预紧前后螺栓伸长量S。

7.2.2螺纹联接的防松

螺纹联接多采用单线普通螺纹，其导程角为1.503.50，当量摩擦角6090，一般都具有自锁性；在静载荷和工作环境温度变化不大的情况下不会自动松脱。但在振动、冲击、变载荷或温度变化很大时，联接就有可能松脱。为保证联接安全可靠，设计时必须考虑放松问题。1．防松目的：防止因外载荷的变化、材料蠕变等因素造成螺纹联接松驰，从而使联接失效。2．防松原理：消除或限制螺纹副之间的相对运动。3．防松办法及措施摩擦防松：双螺母、弹簧垫圈、尼龙垫圈、自锁螺母等。机械防松：开槽螺母与开口销、圆螺母与止动垫圈、弹簧垫片、轴用带翅垫片、止动垫片、串联钢丝等。永久防松：端铆、冲点（破坏螺纹）、点焊、粘合。7.3单个螺栓联接的强度计算

在设计螺纹联接时，首先应由强度计算来确定螺栓直径，然后按标准选用螺栓及其对应的螺母、垫圈等联接件。

在螺纹联接中，螺栓或螺钉多数是成组使用的，计算时应根据联接所受的载荷和结构的布置情况进行力分析，找出螺栓组中受力最大的螺栓，把螺栓组的强度计算问题简化为受力最大的单个螺栓的强度计算。7.3.1受拉螺栓联接1.松螺栓联接这种联接在承受工作载荷以前螺栓不旋紧，即不受力。如图所示的起重吊钩尾部的松螺栓联接。如吊钩螺栓，工作前不拧紧，无QP，只有工作载荷F起拉伸作用，防断。强度条件为：MPa——验算用设计公式为：（mm）（设计用）→定公称直径d式中：d1——螺杆危险截面直径（mm）[σ]——许用拉应力N/mm2(MPa)——材料屈服极限Mpan——安全系数，表7-92.紧螺栓联接⑴只受预紧力的紧螺栓联接工作前有预紧力QP工作前拧紧，在拧紧力矩T作用下：工作前拧紧，在拧紧力矩T作用下：预紧力QP→产生拉伸应力σ复合应力状态螺纹摩擦力矩T1→产生剪应力τ接第四强度理论：∴强度条件为：式中：QP——预紧力（N）T1——螺纹摩擦力矩，起扭剪作用，又称螺纹扭矩，N.mm1.3——系数将外载荷提高30%，以考虑螺纹力矩对螺栓联接强度的影响，这样把拉扭的复合应力状态简化为纯拉伸来处理，大大简化了计算手续，故又称简化计算法。注意：QP、（T1与QP有关）的确定？与联接方式和载荷类型有关。（2）受横向外载荷FR的紧螺栓联接如图所示的螺栓联接中，螺栓杆与孔之间留有间隙。螺栓预紧后，被联接件之间相应的产生正压力，横向载荷由接触面之间的摩擦力来承受。显然，联接的正常工作条件是被联接件之间不发生相对滑移，即螺栓预紧后，接触面的最大静摩擦力不小于横向载荷。fF0m=KfF

R

F0=KfFR/fm

由此式求出F0,并将F0=F代入公式即可。式中：F0螺栓预紧力（N);FR

单个螺栓所承受的横向载荷（N);Kf可靠性系数，通常取Kf=1.1--1.3;f接合面摩擦系数,对于铸铁与钢的接合面取f=0.15--0.2,对于钢与钢接合面f=0.1--0.15;m摩擦面数。（3）承受轴向载荷的紧螺栓联接典型例子：压力容器缸盖的螺栓组联接受力特点：载荷方向与螺栓轴向一致,螺栓受载前需预紧,受载前后受力不同。作用在缸盖上的总工作载荷Fz：每个螺栓的轴向工作载荷F：每个螺栓承受的总拉力Fo:F0＝F+F/图a)螺母刚好拧到与被联接件接触,但没拧紧,螺栓和被联接件均未受力。图b)装配后，螺母被拧紧。在预紧力F/的作用下，螺栓产生拉伸变形δ1，被联接件产生压缩变形δ2。根据静力平衡条件，螺栓与被联接件所受拉力、压力大小相等（F/相等）,但二者刚度不同（K2≠K2）,故变形不同(δ1≠δ2)。图c)工作状态，螺栓除承受F/外，又承受工作载荷F螺栓受力由F/↗F0,相应的变形增量为Δδ1,这时预紧后受压的被联件,因螺栓的伸长而放松,受力由F/↘F”,其压缩量也随之减小为Δδ2。根据变形协调条件,Δδ1=Δδ2=Δδ,所以单个螺栓所受的总拉力F0为：F0=F+F/F0＝F+F//式中,F//—残余预紧力。∵螺栓与被联件的应力都在比例极限内∴变形与载荷成正比，则螺栓与被联件的载荷与变形的关系可用下页图表示：强度条件为：

螺栓未预紧预紧承受工作载荷

受力变形受力变形受力变形螺栓00F/δ1F0=F+F//δ1+Δδδ1+Δδ1+Δδ被联件00F/δ2F0=F+F//δ２－Δδδ２－Δδ为讨论方便，用螺栓与被联接件的力与变形图表示：在联接中F//具有重要意义,为使接合面不出现缝隙,必须保证F//＞0。对一般联接：当F无变化时，F”=(0.2-0.6)F当F有变化时，F”=(0.6-1.0)F对有紧密要求的联接:F”=(1.5-1.8)F（如压力容器）螺栓的强度计算强度条件：式中，F0—螺栓的总拉力,N。一般由工作要求定F”,再由式(10-20)求F0。[σ]—紧螺栓联接的许用应力，MPa，查表10－6。7.3.2受剪切螺栓联接

图示的铰制孔螺栓联接是靠螺栓杆受剪切和挤压来承受横向载荷的。工作时，螺栓在被联接件之间的接合面处受剪切，螺栓杆与被联接件的孔壁相互挤压。因此应分别按剪切和挤压强度计算。这类联接的预紧力不大，计算时可忽略不计。工作原理：靠螺栓杆横截面受剪切，侧面受挤压传递FR特点：螺杆与孔间紧密配合，无间隙，由光杆直接承受挤压和剪切来传递外载荷R进行工作螺栓的剪切强度条件为：MPa螺栓与孔壁接触表面的挤压强度条件为：R——横向载荷（N）；d0——螺杆或孔的直径（mm）——被联接件中受挤压孔壁的最小长度（mm），如图7-12b中所示为一般要求：lmin≥1.25d0[τ]——螺栓许用剪应力，MPa，（钢，—安全系数，——螺栓或被联接件中较弱者的许用挤压应力，MPa铜：铸铁：np——安全系数表铰制孔螺栓能承受较大的横向载荷，但被加工件孔壁加工精度较高，成本较高。7.4螺栓组联接的结构设计和受力分析7.4.1螺栓组联接的结构设计1.螺纹联接的结构要素

在设计螺纹联接时，除了必须由强度计算来确定螺纹联接件的直径外；同时还应合理的确定联接的结构和结构尺寸。

螺纹联接的形式应按被联接件的具体结构及螺纹联接的基本类型确定。2.避免螺栓联接承受偏心载荷3.保证足够的扳手空间设计螺纹联接时要考虑到安装和拆卸。在布置螺栓时，螺栓与螺栓之间的间距以及螺栓轴线到箱壁之间距离应满足扳手活动空间的要求。7.4.2螺栓组联接的受力分析目的：找出受载最大的螺栓，并求出受力的大小。假设：(1)各螺栓的拉伸刚度或剪切刚度及预紧力都相同(各螺栓材料、长度、直径相同)；(2)被联接件是刚体，接合面在受载荷前后始终保持为平面；(3)螺栓的应变（变形）在弹性范围内，符合虎克定律。（一）、螺栓组受力分析目的——单螺栓设计时最最危险之一，受载最大，其载荷多少？如何计算？求受力最大螺栓的载荷！前提（假设）：①被联接件不变形、为刚性，只有地基变形。②各螺栓材料、尺寸，拧紧力均相同③受力后材料变形（应变）在弹性范围内④两心重合，受力后其接缝面仍保持平面两心——接合面形心；螺栓组形心1、受轴向载荷螺栓组联接，图汽缸螺栓特点：只能用普通螺栓，有间隙，外载/螺栓轴线，螺栓杆受P拉伸作用。单个螺栓工作载荷为：F=P/ZP——轴向外载；Z——螺栓系数2、受横向载荷的螺栓组联接特点：普通螺栓，铰制孔用螺栓皆可用，外载⊥螺栓轴线、防滑普通螺栓——受拉伸作用铰制孔螺栓——受横向载荷剪切、挤压作用。a)普通螺栓防滑条件：不管是何种螺栓，其单个螺栓所承受的横向载荷相等：R=P/Z，为螺栓数目——强度计算同前3、受横向扭矩螺栓组联接（1）圆形接合面：单个螺栓所受横向载荷T——扭矩（N.mm）r——分布圆半径（2）矩形接合面a)普通螺栓联接特点：同前求——单栓预紧拉力取联接板为受力对象，由静平衡条件∴联接件不产生相对滑动的条件：则各个螺栓所需的预紧力为：（N）式中，f—接缝面间摩擦系数表7-4ri—第I个螺栓轴线至螺栓组中心距离Z—螺栓个数T—扭矩（N.mm）KS——防滑系数（可靠性系数）KS=1.1~1.3b)铰制孔螺栓联接组，图7-24b特点，如前，求单个螺栓最大工作剪力Rmax（由变形协调条件可知，各个螺栓的变形量和受力大小与其中心到接合面形心的距离成正比）由变形协调条件再找R1、R2、R3、…、RZ之间关系，由假设，板为刚体不变形，工作后仍保持平面，则剪应变与半径r成正比。在材料弹性范围内，应力与应变成正比∴取板为受力对象，由静平衡条件将式（7-30）代入式（4-31）得：式中符号同前4、受倾覆（纵向）力矩螺栓组联接。特点：M在铅直平面内，绕O-O回转，只能用普通螺栓取板为受力对象：由静平衡条件：设单个螺栓工作载荷为Fi（a）同理由变形协调条件：→代入（a）式得：式中：Fmax——受力最大单个螺栓的工作载荷（N）Lmax——距回转轴线O-O最远距离（mm）Li——第I个螺栓离回转轴线O-O的距离该联接保证正常工作的n个条件：①螺栓杆不拉断的条件由QP与Fmax→单个螺栓最大拉力a．Mpa(验算)b．（mm）（设计）②B点不压溃条件（被联接件）QP作用下接合面的挤压应力分布如图7-25b所示——均布M作用下接合面的挤压应力分布如图7-25c所示∴③A点不开缝的条件：④若受有横向载荷PH，板不滑动条件为：（PV—轴向载荷）则QP——单个螺栓拧紧力（N）A——底座与支承面的接触面积（mm2）A=a×(b-c)如图7-25中A=a×(b-c)W——底座接合面的抗弯截面模量（mm3）——接合面材料许用挤压应力Mpa——被联接件相对刚度实际使用中螺栓组联接所受的载荷是以上四种简单受力状态的不同组合。计算时只要分别计算出螺栓组在这些简单受力状态下每个螺栓的工作载荷，然后按向量叠加起来，便得到每个螺栓的总工作载荷。再对受力最大的螺栓进行强度计算即可。说明：①工程中受力情况很复杂，但均可转化为四种典型情况进行解决。②计算公式在对称分布情况下推导，但不对称照用。③取转轴不同，公式计算精度不同。钢对木材底板——绕O-O轴好钢、水泥底板——绕边缘螺栓好具体情况具体分析具体处理。钢对铸铁板——绕底板边缘好不可视为教条，不同轴结果不同。总设计思路：螺栓组结构设计（布局、数目）→螺栓组受力分析（载荷类型、状态、形式）→求单个螺栓的最大工作载荷（判断那个最大）→按最大载荷的单个螺栓设计（求d1—标准）→全组采用同样尺寸螺栓（互换目的）7.5螺栓的材料和螺栓联接的许用应力一、螺栓材料常用材料为低碳钢和中碳钢，如Q215、Q235、15、35、45等。受变载荷、冲击等重要联接可用合金钢,如20Cr、40Cr、30CrMnSi等。表7-7：螺栓的常用材料及其力学性能二、许用应力，安全系数具体计算可见表7-8，表7-9。表中S为安全系数。紧联接螺栓若不控制预紧力，则S大小与螺栓直径和载荷性质有关，此时设计螺栓联接时，常用试算法确定S。即先预估螺栓直径，再与计算出的螺栓直径作比较后，对S作调整和计算。7.6提高螺栓联接强度的措施这部分内容是针对重要的、大型螺栓联接的.影响螺栓联接强度的因素很多如材料、结构尺寸、制造精度，装配工艺。但主要取决于螺栓强度.下面从四方面分析影响螺栓强度的因素，找出提高螺栓联接强度的措施.一、改善螺纹牙间载荷分布1.螺纹牙受力不均现象螺纹牙间载荷分配关系通过减少螺栓、螺母的螺距变化差,可改善这种载荷分布不均现象。2.具体措施：尽可能将螺母制成受拉伸的结构,如悬置螺母、环槽螺母、内斜螺母等。悬置螺母环槽螺母内斜螺母上述为均载螺母，加工复杂，只适用于重要或大型联接处。二、降低总拉力F0变化范围a.采用柔性螺栓b.在螺母下装弹性元件（2)增大被联接件刚度K2(图7-32)

采用刚性较大垫片a.金属垫片b.密封环三、减小应力集中螺栓上的螺纹(特别是螺纹的收尾)螺栓头和螺栓杆的过渡处以及螺栓横剖面积发生变化的部位等，都要产生应力集中。常用方法：增大过渡圆角，加卸载槽；辗压代切削螺纹，可提高疲劳强度30%。四、避免或减小附加应力若被联接件刚性差、螺母支承面歪斜，装配不良或采用钩头螺钉都会使螺栓受偏心载荷，产生附加弯曲应力，严重降低了螺栓的疲劳强度。改善措施：1)避免采用钩头螺栓；2)采用球面垫圈,腰环螺栓；3)锻、铸件等支承面制成凸台或沉头座。(见下图)五、采用合理的制造工艺1．用高强度钢作螺栓材料，提高F，虽应力集中敏感，但可提高联接强度的效果；2.制造工艺对螺栓疲劳强度有重要影响。采用辗制螺纹时，由于冷作硬化的作用，表层有残余压力，金属流线合理，螺栓疲劳强度可较车制螺纹高30~40%；热处理后再滚压的效果更好；3.进行氮化，碳氮共渗、喷丸等措施提高疲劳强度。7.5滑动螺旋