南理工机械设计基础下册教案

第一章机械设计概论（一）教学要求了解机械设计一般步骤和方法，掌握机械零件常见失效形式和计算准则（二）教学的重点与难点失效形式和计算准则（三）教学内容§1—1机械设计课程的性质与任务一、本课程的研究对象机械系统-主体机架零件电气系统各种机构部件通用零件机器（机械）机械零件液压气动系统构件零件专用零件控制监测系统标准零件机械零件，“三化”一系列化、标准化、通用化—三化程度是衡量产品优劣的非标准件重要指标机械设计：是为了机器的某些特定功能要求而进行的创造性工作。本课程的研究对象：为一般参数的通用零件的设计理论与设计方法本课程的性质：是以一般通用零件的设计计算为核心的设计性课程，是一门设计性、综合性和实践性都很强的技术基础课。见教材本课程的任务：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要注意协调、平衡！b)对机器经济性的要求设计经济性，使用经济性要有最佳的性能价格比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、制造成本对机器的设计要求和对机械零件的要求、两者相互联系、相互影响二、机械设计的一般程序1、机器设计的一般程序，如表1-1阶段阶段小批生产试销小批生产试销市场调研可行性研究投产试制、试验技术设计原理方案设计投产试制、试验技术设计原理方案设计目标目标设计任务书定出最佳方案装配图零件图样机评价考核工艺性产品及其它技术文件改进收集用户意见销售对具体的机器，其设计程序可能各不相同。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—名义载荷（公称载荷、额定载荷）K——载荷系数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。设计计算机械零件计算交替进行校核计算§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：（定义）零件丧失正常工作能力或达不到设计要求的性能时，称为失效失效形式强度失效整体强度刚度失效表面强度磨损失效振动、噪声失效精度失效可靠性二、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称为~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，称为~1、强度准则——极限应力——计算安全系数——静强度2、刚度准则刚度：零件在载荷作用下抵抗变形的能力按强性力学或材料力学方法计算变形量许用变形量y——可以是挠度、偏转角或扭转角3、耐磨性准则耐磨性——是指作相对运动的零件其工作表面抵抗磨损的能力磨损的后果：表面形状破坏，强度削弱、精度下降、振动、噪音→破坏80%零件失效的基本原因是磨损。准则：4、振动和噪声准则（环保）——高速机械或对噪声有特别要求的机械振动是噪声产生的原因要求机械振动频率远离机械的固有频率，特别是一阶固有频率f，即如不满足可采取的措施：1）改变机械及零件的刚度；2）采取减振措施5、热平衡准则温升过度→润滑失效→磨损、胶合→失效准则：——温升不满足时措施：1）改进润滑；2）冷却6、可靠性准则可靠性表示系统、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指标：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工作（同时），在规定的时间内有个失效，剩下个仍继续工作，则不可靠度（失效概率）：n个零件组成的串联系统，单个零件的可靠度分别为R1、R2，…，Rn，则系统的可靠度为Rf=R1、R2…Rn并联系统，如图，其可靠度R=1-(1-R1)(1-R2)…（1-Rn）∴对可靠性要求较高的系统与机械要求进行可靠性设计，而机械零件可靠性水平的高低，直接影响到机械系统的可靠性，另外高可靠性的系统一般要有一些备用系统，并经常维护，保养。§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~——良好的切削加工性和减震性，常用作机座和机架球墨~——强度高、耐磨性好，减震性，抗冲击→曲轴、齿轮可锻铸铁——马口铁，强度和塑性较高，当零件尺寸小，形状复杂，而不能用铸钢或锻钢制造时铸钢——铸造性比铸铁差，但比锻钢和轧制钢好，用于重载零件铸造。强度性比铸铁好，但比锻钢和轧制钢差（组织没那么致密）铸钢：碳素铸钢；低合金铸钢；中合金铸钢；高合金铸钢碳钢与合金钢——应用最广泛碳钢：普通~；优质~（化学成份比较稳定）2、有色金属——有减摩、抗腐蚀、耐热性、电磁性等较好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，可作承载零件，在飞机、汽车及其他行走机械上有广泛应用。b)铜合金——耐磨、耐腐蚀和自润滑性：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。其他合金（镁合金、钛合金、轴承合金等）3、非金属材料橡胶——弹性、绝缘性好，常用作弹性元件和密封元件、减震元件塑料——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4、复合材料二、机械零件材料选用的原则要考虑三个方面的要求1、使用要求（首要考虑）：1）零件的工况；2）对零件尺寸和质量的限制；3）零件的重要程度2、工艺要求：1）毛坯制造；2）机械加工；3）热处理3、经济性要求：1）材料价格；2）加工批量和加工费用；3）材料的利用率；4）局部品质原则5）替代（尽量用廉价材料来代替价格相对昂贵的稀有材料）。另外，还要考虑当地材料的供应情况§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

第二章机械零件的强度（一）教学要求掌握极限应力图和单向稳定变应力时强度计算（二）教学的重点与难点极限应力图绘制及应用（三）教学内容§2—1载荷与应力的分类一、载荷的分类静载荷：载荷的大小与方向不随时间变化或随时间变化缓慢变载荷：1）循环变载荷（载荷循环变化）2）随机（变）载荷——载荷的频率和幅值均随机变化循环变载荷：a)稳定循环变载荷——每个循环内载荷不变，各循环周期又相同（往复式动力机曲轴）b)不稳定循环变载荷——每一个循环内载荷是变动的载荷：1）名义载荷；2）计算载荷。（如前章所述）二、应力的分类1、应力种类应力静应力不稳定变应力——变应力中，每次应力变化的周期T、和应力幅变应力三者之一不为常数稳定循环变应力——T、、均不变不稳定变应力规律性不稳定变应力图2-2a随机变应力—统计图2-2b稳定循环变应力的基本参数和种类：（参数间的关系：图示）2、稳定循环变应力的基本参数和种类a)基本参数最大应力、、最小应力，平均应力，应力幅最小应力平均应力应力幅应力循环特性：∴注意：一般以绝对值最大的应力为五者中，只要知道两者，其余参数即可知道，一般常用如下的参数组合来描述：①和；②和；③和b)稳定循环变应力种类-1，==,=0，对称循环变应力按=0，=0，==，脉动循环变应力，=+，=-，不对称循环变应力+1，静应力其中最不利的是对称循环变应力。注意：静应力只能由静载荷产生，而变应力可能由变载荷产生，也可能由静载荷产生，其实例如图2-4所示——转动心轴表面上a点产生的应力情况3）名义应力和计算应力名义应力——由名义载荷产生的应力计算应力——由计算载荷产生的应力计算应力中计入了应力集中等影响。机械零件的尺寸常取决于危险截面处的最大计算应力§2—2静应力时机械零件的强度计算静应力时零件的主要失效形式：塑性变形、断裂一、单向应力下的塑性零件强度条件：或、—材料的屈服极限、—计算安全系数，—许用安全系数二、复合应力时的塑性材料零件按第三或第四强度理论对弯扭复合应力进行强度计算设单向正应力和切应力分别为和由第三强度理论：取（最大剪应力理论）或由第四强度理论：或（最大变形能理论）、分别为单向正应力和切应力时的安全系数，可由式（2-4）求得。三、脆性材料与低塑性材料脆性材料极限应力：（强度极限）塑性材料极限应力：（屈服极限）失效形式：断裂，极限应力——强度极限和1、单向应力状态强度条件：或或2、复合应力下工作的零件按第一强度条件：（最大主应力理论）注意：低塑性材料（低温回火的高强度钢）——强度计算应计入应力集中的影响脆性材料（铸铁）——强度计算不考虑应力集中一般工作期内应力变化次数<103（104）可按静应力强度计算。§2-3机械零件的疲劳强度计算一、变应力作用下机械零件的失效特征1、失效形式：疲劳（破坏）（断裂）——机械零件的断裂事故中，有80%为疲劳断裂。2、疲劳破坏特征：1）断裂过程：①产生初始裂反（应力较大处）；②裂纹尖端在切应力作用下，反复扩展，直至产生疲劳裂纹。2）断裂面：①光滑区（疲劳发展区）；②粗糙区（脆性断裂区）（图2-5）3）无明显塑性变形的脆性突然断裂4）破坏时的应力（疲劳极限）远小于材料的屈服极限。3、疲劳破坏的机理：是损伤的累笱4、影响因素：除与材料性能有关外，还与，应力循环次数N，应力幅主要影响当平均应力、一定时，越小，N越少，疲劳强度越高二、材料的疲劳曲线和极限应力图疲劳极限—循环变应力下应力循环N次后材料不发生疲劳破坏时的最大应力称为材料的疲劳极限疲劳寿命（N）——材料疲劳失效前所经历的应力循环次数N称为疲劳寿命1、疲劳曲线（-N曲线）：一定时，材料的疲劳极限与应力循环次数N之间关系的曲线—循环基数—持久极限1）有限寿命区当N<103(104)——低周循环疲劳——疲劳极限接近于屈服极限，可接静强度计算——高周循环疲劳，当时，随N↑→↓2）无限寿命区，不随N增加而变化——持久极限，对称循环为、，脉动循环时为、注意：有色金属和高强度合金钢无无限寿命区，如图所示。3）疲劳曲线方程——常数∴疲劳极限：（2-9）——寿命系数几点说明：①硬度≤350HBS钢，，当时，取，≥350HBS钢，时，取，有色金属，（无水平部分），规定当时，取②m—指数与应力与材料的种类有关。钢m=9——拉、弯应力、剪应力青铜m=9——弯曲应力m=6——接触应力8——接触应力③越大，材料的疲劳极限与越大，（对称循环）最不利。2、材料的疲劳极限应力图——同一种材料在不同的下的疲劳极限图（图）对任何材料（标准试件）而言，对不同的下有不同的，即每种下都对应着该材料的最大应力，再由可求出和、以为横坐标、为纵坐标，即可得材料在不同下的极限和的关系图简化的材料与零件的疲劳极限详应力图：如图2-7A′B——塑性材料所示，曲线上的点对应着不同下的材料疲劳极限（相应的应力循环次数为）——∵对称极限点——强度极限点——∵，∴，∴脉动疲劳极限点——屈服极限点简化极限应力线图：——简化极限应力图可简化计算（曲线不好求，而直线好求）∵考虑塑性材料的最大应力不超过屈服极限，∴由点作135°（与轴）斜线与的延长线交于，得折线，线上各点的横坐标为极限平均应力，线上各类的纵坐标为极限平均应力幅上各类：，如不会疲劳破坏上各类：，如不会屈服破坏∴零件的工作应力点位于折线以内时，其最大应力既不超过疲劳极限，又不超过屈服极限。∴以内为疲劳和塑性安全区以外为疲劳和塑性失效区，工作应力点离折线越远，安全程度愈高。材料的简化极限应力线图，可根据材料的和三个试验数据而作出。目前世界上常用的极限应力图haigh图，即图（本书）goodmam图，即图simith图，即图三、影响机械零件疲劳强度的主要因素和零件极限应力图由于实际机械零件与标准试件之间在绝对尺寸、表面状态、应力集中、环境介质等方面往往有差异，这些因素的综合影响，使零件的疲劳极限不同于材料的疲劳极限，其中尤以应力集中、零件尺寸和表面状态三项因素对机械零件的疲劳强度影响最大。1、应力集中的影响——有效应力集中系数零件受载时，在几何形状突变处（圆角、凹槽、孔等）要产生应力集中，对应力集中的敏感程度与零件的材料有关，一般材料强度越高，硬度越高，对应力集中越敏感，如合金钢材料比普通碳素钢对应力集中更敏感（玻璃材料对应力集中更敏感）（2-10a）其中，——为考虑零件几何形状的理论应力集中系数——应力集中源处最大应力——应力集中源处名义应力——材料对应力集中的敏感系数注意：若在同一截面处同时有几个应力集中源，则应采用其中最大的有效应力集中系数2、零件尺寸的影响——尺寸系数由于零件尺寸愈大时，材料的晶粒较粗，出现缺陷的概率大，而机械加工后表面冷作硬化层相对较薄，所以对零件疲劳强度的不良影响愈显著——见表2-8（螺纹联接），图2-9（钢），图2-10（铸铁）轴毂过盈配合时，取——表2-9若无数据时可取，或3、表面状态的影响1）表面质量系数零件加工的表面质量（主要指表面粗糙度）对疲劳强度的影响图2-11（——弯曲疲劳时）而由图2-11可知，钢的越高，表面愈粗糙，愈低，∴高强度合金钢制零件为使疲劳强度有所提高，其表面应有较高的表面质量。2）表面强化系数——考虑对零件进行不同的强化处理，对零件疲劳强度的影响强化处理——评火、渗氮、渗碳、热处理、抛光、喷丸、滚压等冷作工艺4、综合影响系数和零件的极限应力图∵应力集中，零件尺寸和表面状态只对应力幅有影响，而对平均应力无影响——试验而得。1）综合影响系数——只对有影响，而对无影响（或应力集中只影响，而不影响）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，即2、零件的极限应力图由于只对有影响、而对无影响，∴在材料的极限应力图上几个特殊点以坐标计入影响，得到零件极限应力线图上的几个特殊点。零件对称循环疲劳点零件脉动循环疲劳点而是静强度极限，其不受的影响，所以该段不必修正∴连AD并延长交CG于G点，则ADGC即为零件的简化极限应力图AG——许用疲劳极限曲线，GC——屈服极限曲线直线AG方程：设AG上任一点坐标，由已知两点A（0，），D()求得为（）化简后得（2-16）或（2-16）其中，——标准试件中的材料特性（2-19）——零件的材料特性（2-18）一般碳钢，合金钢切应力同样可得：且直线CG方程：——直线CG上任一点的坐标。四、单向稳定变应力时的疲劳强度计算单向——只有或根据零件危险剖面的和求出和，在零件极限应力图上标出其工作点（，），然后在零件极限应力图上ADGC上确定相应的极限应力点（），由允许的极限应力与工作应力可求得零件的安全系数，然而，如何确定与零件工作应力点相对应的极限应力点，这与零件工作应力的可能增长规律有关，即与零件的应力状态有关。一般有三种情况1、——大多数转轴中的应力状态∵∴过原点与工作应力点M或N作连线交ADG于和点，由于直线上任一点的应力循环特性均相同∴和点即为所求的极限应力点a)当工作应力点位于OAG内时——极限应力为疲劳极限——接疲劳强度计算，零件的极限应力（疲劳极限）∵AG：又：联立求得∴∴强度条件为：b)工作应力点位于OGC内（N点）——极限应力为屈服极限——按静强度计算，则极限应力点为，∵点位于GC上，∴∴2、——振动中的受载弹簧的应力状态即需在极限应力图上找一个其平均应力与工作应力相同的极限应力如图，过工作应力点M（N）作与纵轴平行的轴线交AGC于（）点，即为极限应力点a)当工作应力点位于OAGH区域——极限应力为疲劳极限由AG：联立MM2→∴（2-23）强度条件：b）工作应力点位于GHC区域内——极限应力为屈服极限——按静强度计算极限应力点位于GCI，∴∴强度条件为：3、的情况——变轴向变载荷的紧螺栓联接中的螺栓应力状态需找一个最小应力与工作应力的最小应力相同的极限应力，∵∴过工作应力点M（N）作与横坐标类45°的直线，则这直线任一点的最小应力均相同，∴直线与极限应力线图交点即为所求极限应力点。a)工作应力点位于OJGI区域内——极限应力为疲劳极限，按疲劳强度计算。由：AG：联立求解：∴(2-25)∴强度条件为：b)工作应力点位于IGC区域内时——极限应力为屈服极限，按静强度计算∵极限应力点为，位于GC上，∴∴静强度条件：c）工作应力位于OAJ区域内——为负值，工程中罕见，故不作考虑。注意：1）若零件所受应力变化规律不能肯定，一般采用的情况计算。2）上述计算均为按无限寿命进行零件设计，若按有限寿命要求设计零件时，即应力循环次数时，这时上述公式中的极限应力应为有限寿命的疲劳极限，即应以代，以代。3）当未知工作应力点所在区域时，应同时考虑可能出现的两种情况4）对切应力上述公式同样适用，只需将改为即可。5）等效应力幅当时，中可将——看作为转化的应力幅，——也可看成应力幅，是将平均应力折算为应力幅的折算系数将——看成与原来作用的非对称循环变应力等效的对称循环变应力的应力幅（∵对称循环），而——为对称循环的疲劳极限，也是对称循环的极限应力幅，即，∴五、双向稳定变应力时的疲劳强度计算零件剖面上同时作用有和，一般有拉扭复合和弯扭复合应力状态，目前，只有对称循环下弯扭复合应力在同周期同相位状态下的疲劳强度理论比较成熟，应用比较多。1、对称循环稳定变应力时，当零件剖面上同时作用着相位相同的纵向和切向对称循环，稳定变应力和时，经试验后极限应力关系为（钢材）(2-29)式中，，——同时作用正应力和切应力的应力幅极限值（,同时作刚j），——为零件对称循环正应力和切应力时疲劳极限（、单独作用）式（2-29）在以的坐标系中为一个单位圆∴圆弧任何一点即代表一对极限应力和，如果工作应力点M（）在极限圆以内，则是安全的。M点所对应的极限应力点确定时，一般认为比值不变（多数情况如此），∴点在OM直线的延长线上，如图所示（）∴计算安全系数（a）将代入上式得(b)将式（b）代入式（2-29）得记，，则由此得：——零件只受对称循环正应力时的安全系数——零件只受对称循环切应力时的安全系数强度条件为2、零件受非对称循环变应力时，由式（2-21），强度条件为六、单向不稳定变应力时的疲劳强度计算不稳定变应力规律性——如图2-17所示为规律性不稳定变应力直方图，例如机床主轴非规律性——采用统计方法进行1、疲劳损伤累积假设——每一次应力的作用下，零件的寿命就要受到微量的疲劳损伤，当疲劳损伤累积到一定程度，达到疲劳寿命极限时便发生疲劳断裂。变应力值：发生疲劳时极限循环次数：应力循环次数：对材料损伤率：由于当零件达到疲劳寿命极限时，理论上总寿命损伤率为1，∴极限状况时或（2-33）——（Miner方程，曼耐尔理论）注意：上述公式没有考虑应力次序的影响。（认为与应力作用的次序无关）实际上：当各应力从大到小次序作用时，上式左边小于1当各应力从小到大次序作用时，上式左边大于1据试验：∴考虑应力大小作用次序时，通式为（2-34）考虑试验数据的离散性，从平均意义看，用式（2-33）还是比较合理。另外，一般认为小于疲劳极限的应力对疲劳寿命无影响。2、不稳定变应力的疲劳强度计算1）当量应力计算法2）当量循环次数计算法基本思想：将不稳定变应力转化为疲劳效果与之等效的稳定变应力，然而按稳定变应力进行疲劳强度计算。1）当量应力计算法——将不稳定变应力（）按疲劳损伤累积理论转化为一个循环次数为的当量应力，由式（2-33）得（2-35）又由疲劳曲线可知：（2-36）将式（2-36）代入式（2-35）得：如果材料在上述应力作用下未达到破坏，则整理得：记——当量应力对于受对称循环变应力的零件，其强度条件为：对于受非对称循环变应力的零件，其强度条件为：为的应力幅和平均应力部分。2）当量循环次数计算法思想：将（）转化为疲劳效果与之等效的稳定变应力（）即，令∴当量循环次数为：又根据疲劳曲线知：所以，当量循环次数为时的疲劳极限为（2-41）∴对称循环变应力零件，其强度条件为（2-42）对于非对称循环变应力，其强度条件为：（2-43）对于切应力的计算公式相同，只需将改为即可。§2-4机械零件的接触强度高副零件工作时，理论上是点接触或线接触→实际上由于接触部分的局部弹性变形而形成面接触→由于接触面积很小，使表层产生的局部应力却很大。该应力称为接触应力。在表面接触应力作用下的零件强度称为接触强度计算依据：弹性力学的赫兹（Hertz）公式1、接触应力a)两圆柱体接触最大接触应力：当b)两球接触最大接触应力：沟松比——综合曲率半径说明：1）圆柱体，球∴与F不呈线性关系2）圆柱体，球∴越大，越小3）同样的p1、p2下，内接触时较小，较小，约为外接触时的48%，∴重载情况下，采用内接触，有利于提高承载能力或降低接触副的尺寸。2、失效形式静应力时表面压碎——脆性材料表面塑性变形——塑性材料变应力（脉动循环）：疲劳点蚀——齿轮、滚动轴承的常见失效形式。3、提高接触疲劳强度的措施1）控制最大接触应力2）提高接触表面硬度，改善表面加工质量3）增大综合曲率半径4）改外接触为内接触，点接触→线接触5）采用高粘度润滑油

第三章磨擦、磨损及润滑（一）教学要求掌握摩擦副分类及基本性质、磨损过程和机理及润滑的类型及润滑剂类型。（二）教学的重点与难点摩擦副基本性质和典型磨损过程（三）教学内容§3—1摩擦摩擦——两接触的物体在接触表面间相对滑动或有一趋势时产生阻碍其发生相对滑动的切向阻力，——这种现角叫磨擦磨损——由于摩擦引起的摩擦能耗和导致表面材料的不断损耗或转移，即形成磨损。使零件的表面形状与尺寸遭到缓慢而连续破坏→精度、可靠性↓效率↓直至破坏润滑——减少摩擦、降低磨损的一种有效手段。摩擦学（Tribology）——包含力学、流变学、表面物理、表面化学及材料学、工程热物理学等学科，是一门边缘和交叉学科。摩擦内摩擦——发生在物质内部外摩擦——两个相互接触表面之间的摩擦接运动状态——摩擦静摩擦——仅有相对滑动趋势时的摩擦动摩擦本节只讨论金属摩擦副的滑动摩擦根据摩擦面间存在润滑剂的状况，干摩擦——最不利滑动摩擦边界摩擦（边界润滑）——最低要求流体摩擦（流体润滑）——如图3-1所示混合摩擦（混合润滑）——最理想各种状态下的摩擦系数见表3-1，图3-2为摩擦特性曲线的关系。一、干摩擦——两摩擦表面直接接触，不加入任何润滑剂的摩擦而实际上，即使很洁净的表面上也存在脏污膜和的氧化膜，∴实际f比在真空中测定值小很多。摩擦理论：①库仑公式（—法向力）——至今沿用机理：②机械摩擦理论→认为两个粗糙表面接触时，接触点相互啮合，摩擦力为啮合点问切向阻力的总和，表面越粗糙，摩擦力就越大。但不能解释光滑表面间的摩擦现象——表面愈光滑、接触面越大，越大，且与滑动速度V有关。③新理论：分子—机械理论、能量理论、粘着理论—常用简单粘着理论：如图3-3所示，摩擦副真实接触面积只有表现接触面积A的百分之一和万分之一，，∴接触面上压力很大，很容易达到材料的压缩屈服极限→产生塑性流动→接触面↑，∴↑应力并不升高∴（3-1）接触点塑性变形后→脏污膜遭破坏，容易使基本金属产生粘着现象→产生冷焊结点→滑动时，先将结点切开，设结点的剪切强度极限为，则摩擦力为（3-2）∴金属摩擦系数（3-3）两接触金属中较软者的剪切强度——剪切发生在软金属站界面的剪切强度极限（脏污表面）——剪切发生在结点金属上——较硬的基本材料的压缩屈服极限∵大多数金属很相近，∴f很相近∴降低摩擦系数的措施：在硬金属基体表面涂覆一层极薄的软金属（使）取决于基体材料，取决于软金属。二、边界摩擦（边界润滑）——摩擦面上有一层边界膜起润滑作用边界膜物理吸附膜——润滑油中脂肪酸极性分子与金属表面相互吸引而引成的吸附膜，其摩擦如图3-4a和3-4b所示，图3-5为吸附在金属表面上的多层分子膜模型，距表面愈远吸附能力愈弱，剪切强度愈低，∴f随层数而下降。膜——边界膜较薄（一个分子长约2nm，如膜有10个分子厚，其厚度为0.02μm，远小于两摩擦表面的粗糙度之和），∴磨损不可避免。另外，温度对物理吸附膜影响较大→受热膜易脱附、乱向甚至破坏，∴适于常温、轻载、低速下工作。化学吸附膜——由润滑油中的分子靠分子键与金属表面形成化学吸附的称——强度、稳定性好于物理吸附膜，受热后熔化温度较高，适合于中等载荷、速度和温度下工作。化学反应膜——润滑油中加入硫、磷等元素的化合物（即添加剂）与金属表面进行化学反应而形成的膜——较厚、熔点较高、剪切强度较低、稳定性较好，∴适合于重载、高速和高温。减小边界摩擦的措施：1）控制PV（控制摩擦发热，防止脱附）；2）合理选择摩擦副材料及润滑剂；3）降低表面粗糙度；4）在润滑剂中加入油性润滑剂和极压添加剂，提高边界膜的强度。三、混合摩擦（润滑）膜厚比——两滑动表面间，最小公称油膜厚度；——分别为两表面轮廓算术平均偏差。——边界摩擦——混合摩擦。越大，油膜承载比例截止大，此时虽仍有一些微凸体直接接触，但其摩擦阻力小得多，f也比边界摩擦小得多。四、流体摩擦（润滑）——膜厚比>5摩擦表面间的润滑膜厚度大到足以将两个表面的轮廓完全隔开时，即形成了全液体摩擦，f极小，是理想摩擦状态。§3—2磨损磨损是摩擦的直接结果，→使材料损耗↓，工作精度↓，可靠性↓，一般是有害的，但工程上也有利用磨损作用的场合：如精加工中的磨削与抛光、机器的跑合等。一、典型的磨损过程——如图3~61、磨合磨损过程——形成一个稳定的表面粗糙度，且在以后过程中，此粗糙度不会继续改变，所占时间比率较小。2、稳定磨损阶段——经磨合的摩擦表面加工硬化，形成了稳定的表面粗糙度，摩擦条件保持相对稳定，磨损较缓习——该段时间长短反映零件的寿命。3、急剧磨损阶段——经稳定磨损后，零件表面破坏，运动副间隙增大→动载、振动→润滑状态改变→温升↑→使磨损速度急剧上升→直至零件失效注意：实际机械零件在使用过程中，这三个过程无明显界限。若不经跑合，压力过大，v过高或润滑不良等，则经跑合直接进入剧烈磨损阶段。二、磨损的类型1、粘着磨损——由于吸附膜破裂而使轮廓直接接触形成冷焊结点（粘着），并由于接触表面间的相对运动使材料由—表面→转移至另一表面，载荷越大，温度越高，粘着越严重。粘着磨损程度：1）轻微磨损（较浅层）2）涂抹（剪切在软金属浅层）3）划伤（剪切在软金属浅层硬表面划伤）4）撕脱（剪切在基本金属较深处）胶合——高速重载接触副常5）咬死见失效形式2、磨粒磨损——由于外部进入的硬质颗粒或摩擦表面上的硬质突出物在较软的材料表面（犁刨出很多沟没时被移去的材料）进行微切削的过程叫磨粒磨损。零件材料表面越硬，磨损越小，一般要求金属材料的硬度应至少比磨粒硬度大30%。3、表面疲劳磨损——受交变接触应力的摩擦副表面微体积材料在重复变形时疲劳破坏而从摩擦副表面剥落下来，这种现象称表面疲劳磨损（点蚀）。减少表面疲劳磨损的措施：1）减小接触应力；2）提高硬度；3）减小表面粗糙度；4）适当提高润滑油的粘度，在润滑油中加入极压添加剂和固体润滑剂。4、腐蚀磨损——摩擦过程中，金属与周围介质发生化学反应或电化学反应而引起的磨损。腐蚀磨损氧化磨损——铝合金表面酸、水、氧化膜起保护作用，钢铁表面脆性氧化膜、起腐蚀作用。特殊介质腐蚀磨损——与酸、碱、盐等特殊介质作用而引起的腐蚀磨损。a)侵蚀磨损——由于流体在与零件作相对高速运动时产生气泡，气泡在溃灭的瞬间产生极大的冲击力和高温，由于其反复作用，使零件表面产生疲劳破坏出现麻点，并扩展为海绵状空穴——气蚀磨损。侵蚀磨损气蚀磨损——内燃机和缸套外壁，水轮机叶片，水泵零件等冲蚀磨损——由于流体夹带硬质颗粒以一定速度冲击零件表面引起的磨损称为~，如水泵零件、水轮机、火箭尾部喷管等。b)微动磨损——是一种较隐蔽的由粘着磨损、磨粒磨损、腐蚀磨损和疲劳磨损共同形成的一种复合磨损。它发生在名义上相对静止、实际上存在循环的微幅相对滑动的两个紧密接触的表面上。机理：1）先粘着磨损→氧化（腐蚀磨损）→氧化后的颗粒留在接触处而起磨粒作用，造成表面磨粒磨损→工作表面变粗糙，引起疲劳裂纹。§3—3润滑润滑剂的作用：除了降低摩擦，减小磨损外，还起到冷却、降温，减缓锈蚀，缓冲吸振、清污和密封等作用。一、润滑剂及主要性能润滑剂液体（水、油）（橡胶、塑料零件的润滑）单固体——润滑脂固体——石墨、二硫化钼气体——（空气）适于高速高温、防污染等特殊场合常用润滑滑润滑脂1、润滑油有机油（动植物油）——使用较少，性能不稳定矿物油（石油产品）——来源广、成本低，适用范围广且稳定性好，∴故应用最为广泛合成油（用化学手段合成）——有特殊性能，针对特殊用途，且成本较高性能指标：1）粘度——表征润滑油流动时其油层内摩擦阻力的大小的一个主要指标，详见后面定义。2）油性——润滑油的极性分子与金属表面吸附形成的边界油膜的吸附能力。在低速、重载的情况下，一般都是边界润滑，油性就有特别重要的意义。3）凝点——润滑油冷却到不能流动时的温度称~，在低温下工作的机械应用凝点低的润滑油。4）闪点和燃点——蒸发的油气，一遇火焰即能闪光时的最低温度，称为油的闪点。闪光时间长达5S时油温称为燃点。高温工作时应选闪点较高的润滑油。5）极压性能——是指加入含硫、磷、氯的有机极性化合物（极压添加剂）后，油中极性分子在金属表面生成抗腐，耐高压化学反应边界膜的性能。在重载、高速、高温条件下极压性很重要。6）氧化稳定性——防止高温下润滑油氧化生成酸性物质从而影响润滑油的性能并腐蚀金属。常用润滑油新旧牌号对照及性能和应用见表3-2，注意，牌号数值越大，润滑油粘度越高。2、润滑脂——润滑油加稠化剂（如钙、钠、锂的金属皂）的膏状混合物分类——按皂基不同钙基润滑脂—抗水性好，价谦，但耐热性差T<55°~65℃钠基润滑脂—耐热性较好，T<120℃,但抗水性差，有一定防腐性锂基润滑脂—抗水性良好，较好的吸附能力，有一定的防锈能力。但耐热性较差T<50℃(70℃)此外，还有复合基润滑脂及特种润滑脂。润滑脂的主要性能指标：（1）针入度——表示润滑脂稀周度的指标，是润滑脂的一项主要指标，润滑脂牌号即为其针入度的等级，牌号越小，针入度等级越高。（2）滴点——反映润滑脂的耐高温性能，润滑脂的工作温度应低于滴点20~30℃。（3）安全性——反映润滑脂在贮存和使用过程中维持润滑性能的能力，包括抗水性，抗氧化性和机械安定性。常用润滑脂的牌号、性能及应用见表3-3。3、固体润滑剂——用固体粉末代替润滑油膜，称为~无机化合物石墨f=0.05~0.15有良好的粘附性和高的导热、导电能性二硫化钼最常用氮化硼f=0.02~0.2有牢固的粘附性以上在低温和高温条件下使用有机化合物蜡聚氟乙烯酚醛树脂金属及金属化合物Pb、Zn、Sn等一般用于不适合用油脂润滑的情况4、润滑剂的添加为改善润滑剂的性能而加进润滑剂中的某些物质称为~种类极压添加剂—重载—降凝剂—降低凝固温度油性添加剂—增加吸附能力—防锈剂—防止锈蚀粘度指数改进剂—改变粘度抗蚀添加剂—耐腐蚀消泡添加剂—高速运动时给出侵蚀磨损最常用的有：极压添加剂—在重载接触副中使用，能在高温下分解出一种活性元素与金属表面起化学反应，生成一种低剪切强度的金属化合物薄层，以增进抗粘着能力。它有各种不同的类型油性添加剂—边界润滑添加剂，由极性很强的分子组成，在常温下也能吸附在金属表面形成边界膜二、粘性定律与润滑油的粘度1、粘性定律粘度——流体抵抗变形的能力，它标志着流体内摩擦阻力的大小如图3-7所示，流体（有一定粘度）在两个平行板之间（不可压缩），施力F于A板使之以速度v移动，另一极B静止不动，两板间润滑油作层流运动，y处油层流动速度为μ，流动时各油层间存在切应力τ，与该处的速度梯度成正比，牛顿流体粘性定律：—层流（3-5）τ——流体单位面积上的切应力（剪切阻力）——流体垂直于运动方向的速度梯度“-”表示μ随y增大而减小。η——比例常数，流体的动力粘度满足牛顿粘性定律的流体称为牛顿流体。2、粘度常用单位（1）动力粘度η如图3-8所示，长、宽、高各为1m的液体，如果使上、下平面发生1m/s的相对滑动速度，所需施加的力F为1N时，该液体的粘度为1N·s/m2或1Pa·s（帕·s）（国际单位制）1dyn·s/cm2—1P（泊），称为CP（厘泊）1Pa·s=10P=1000CP（2）运动粘度v——动力粘度η与同温度下该液体的密度ρ的比值(m2/s)(3-6)一般矿物油密度物理单位：cm2/s，—1St（斯），（厘斯）换算关系：1m2/s=104St=106Cst，1cSt=1mm2/s润滑油的牌号即是以运动粘度以厘斯为单位的平均值为其牌号老国标是以50℃时的平均运动粘度值为其牌号GB443-64新国际是以40℃时的平均运动粘度值为其牌号GB443-89见表3-2例如新标准N46相当于老牌号HJ-30（3）条件粘度（相对粘度）—恩氏粘度°Et我国采用恩氏粘度作为相对粘度单位，即把200cm3试油在规定温度下（一般为20℃，50℃，100℃），流过恩氏粘度计的小孔所需的时间（S）与同体积蒸馏水在20℃时流过同一小孔所需时间（S）的比值，以符号°Et表示。其中下标t表示测定时的温度。运动粘度与条件粘度的换算关系为：3、影响润滑油粘度的主要因素（1）温度温度↑→η↓，粘温曲线见图3-9粘度指数VI——衡量润滑油受温度变化时对粘度影响程度的参数VI越大，粘度随温度的变化越小，油的粘温特性越好。VI≤35低粘度指数35<VI≤85中粘度指数85<VI≤110高粘度指数VI>110很高粘度指数（2）压力——润滑油在压力P时的动力粘度，Pa·s；e=2.718—自然对数底——标准大气压时P的动力粘度，Pa·s；—粘压指数（m2/N）一般，一般润滑条件下，P的影响可以不计。P>10MP时，随P↑→ηP↑，在弹性流体动力润滑时考虑，如果轮啮合处三、流体润滑简介1、流体动力润滑液体动力润滑优点：f小磨损小，缓冲吸振气体动力润滑两个作相对运动物体的摩擦表面，借助于相对速度而产生的粘性流体膜而完全隔开，而由流体膜产生的压力来平衡外载荷，称为流体动力润滑。实现条件：1）两滑动表面沿运动方向的间隙是由大至小的形状。2）相对速度v足够大，油楔中有足够的油量。详见第十二章V越大、承载能力越大。如图3-102、弹性流体动力润滑——考虑弹性变形和压力两个因素对粘度影响的流体动力润滑称为~流体动力润滑时，一般忽略润滑表面弹性变形和压力对润滑油粘度的影响。—适于低副接触，而高副接触时，（如齿轮副、滚动轴承、凸轮等）P可达1000MP，这时η随P变化且摩擦表面间不能忽略，局部弹性变形影响。将油膜压力下摩擦表面的变形的弹性方程1）油膜压力分布研究内容：润滑剂的粘度与压力关系的粘压方程联合求解流体动力润滑方程2）油膜厚度分布如图3-11所示，为两平行圆柱体在弹性流体动力润滑条件下，接触面弹性变形、油膜厚度和压力分布示意图。3、流体静力润滑利用外部供油（气）装置，将一定压力的流体送入两摩擦表面之间以建立压力油膜的润滑称为流体静力润滑。如图3-12所示为典型的流体静力润滑系统示意图。正常使用时，压力油不断从节流间隙外泄，又不断得到油泵补气。如果流量补偿随时和排出量相等，则油膜厚度将恒定不变，油膜刚度变为无穷大（理想状况），如果流量补偿跟不上排出流量，则载荷增大，油膜厚度将减小。补偿流量装置——补偿元件：毛细管节流器、小孔节流器、定量泵等。优点：1）油膜与速度v无关；2）起动、工作和停止时，始终不会发生金属直接接触，不易磨损，精度保持性好，寿命长；3）油膜刚度大，承载能力高，抗振性好；4）承载能力与油粘度无关。缺点：需一套供油装置应用：重型、高效、精密的机器上、用于（轴承、导杆、蜗杆副、传动螺旋中）

第四章螺纹联接与螺旋传动（一）教学要求掌握螺纹联接类型及防松方法，松、紧螺栓联接强度计算掌握螺栓组设计方法，了解提高螺纹联接强度的常用措施和螺旋传动的设计（二）教学的重点与难点螺纹联接类型及防松原理，紧螺栓联接的强度计算螺栓组联接的设计与受力分析（三）教学内容§4—1螺纹为使机器制造、安装、调整、维修和运输、减重、省科、降成、提高效率、等等必须采用各种方式联接成整体，才能实现上述要求。因此一个出色的设计者应了解联接的种类、特点和应用，熟悉联接设计的准则。掌握好设计的方法。联接——近代机械设计（机器设计）中最感兴趣的课题之一，也是近一些年来，发明创造最多的。在通用机械中，联接件占总零件数的20~50%。如Boeng’s747中有250万个紧固联接件联接：静联接——被联接件间不充许产生相对运动①不可折联接：铆、焊、介于可折不可折之间，胶（粘）接等②可折联接：螺纹、键、花键、销、成型而联接等动联接——被联接零件间可产生相对运动——各种运动副联接一、螺纹的形成如图4-1所示：把一锐角为ψ的直角三角形绕到一直径为d的圆柱体上，绕时底边与圆柱底边重合，则斜边就在圆柱体上形成一条空间螺旋线。如用一个平面图形K（如三角形）沿螺旋线运动并使K平面始终通过圆柱体轴线YY-这样就构成了三角形螺纹。同样改变平面图形K，同样可得到矩形、梯形、锯齿形、圆弧形（管螺纹）二、螺纹的类型螺纹三角形（普通螺纹）、管螺纹——联接螺纹（精密传动）按牙型矩形螺纹，梯形螺纹，锯齿形螺纹——传动螺纹按位置内螺纹——在圆柱孔的内表面形成的螺纹螺纹外螺纹——在圆柱孔的外表面形成的螺纹三角形粗牙螺纹——用于紧固件螺纹细牙螺纹——同样的公称直径d下，P小，自锁性好，适于薄壁细小零件和冲击变载等情况根据螺旋线左旋——图4-2b绕行方向螺纹右旋——常用单头螺纹（n=1）——用于联接根据螺旋双头螺纹（n=2）线头数多线螺纹（n≥2）用于传动三、螺纹的主要参数（图4-3）1）外径d（大径）（D）——与外螺纹牙顶相重合的假想圆柱面直径——亦称公称直径2）内径（小径）d1(D1)——与外螺纹牙底相重合的假想圆柱面直径，在强度计算中作危险剖面的计算直径3）中径d2——在轴向剖面内牙厚与牙间宽相等处的假想圆柱面的直径，近似等于螺纹的平均直径d2≈0.5(d+d1)4）螺距P——相邻两牙在中径圆柱面的母线上对应两点间的轴向距离5）导程（S）——同一螺旋线上相邻两牙在中径圆柱面的母线上的对应两点间的轴向距离6）线数n——螺纹螺旋线数目，一般为便于制造n≤4螺距、导程、线数之间关系：L=nP7）螺旋升角ψ——在中径圆柱面上螺旋线的切线与垂直于螺旋线轴线的平面的夹角。8）牙型角α——螺纹轴向平面内螺纹牙型两侧边的夹角9）牙型斜角β——螺纹牙型的侧边与螺纹轴线的垂直平面的夹角。对称牙型各种螺纹（除矩形螺纹）的主要几何尺寸可查阅有关标准——公称尺寸为螺纹外径对管螺纹近似等于管子的内径。螺旋副的自锁条件为：（见机械原理）螺旋副的传动效率为：克服轴向力Q匀速上升所需的圆周力四、常用螺纹的种类、特点与应用，比较具体见表4-1，为加深印象，特列表如下（管螺纹除外）。英制细牙螺纹，，内外螺纹旋合后无径向间隙，以保证配合紧密，公称直径为管子内径，适于以下的水、煤、气、油等管路。常用螺纹的比较（管螺纹除外类似于三角形）名称三角梯形锯齿矩形剖面形状结构特点牙型角α牙型倾角β正三角形α=60°β=30°等腰梯形α=30°β=15°不等腰梯形α=30°β=3°正方形α=0°β=0°当量摩擦系数-fv当量摩擦角-ψv传动效率η自锁性牙根强度工艺性能一般应用Fv=f/cosβ=1.155ffv=1.035ffv=1.001ffv=fLINKWord.Document.8"C:\\DocumentsandSettings\\Administrator\\桌面\\jxsjjc-2\\机械设计基础讲稿第4章.doc"OLE_LINK1\a\r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=1/8d1§4—2螺纹联接的类型及螺纹联接件一、螺纹联接主要类型口述：四种基本类型，两个变种（地脚与吊环）。根据设计应用情况，今后工作需要，抽讲两点最重要的内容，其余以自学为主。注意：结构特点、作用与应用场合1、螺栓联接普通螺栓联接——被联接件不太厚，螺杆带钉头，通孔不带螺纹，螺杆穿过通孔与螺母配合使用。装配后孔与杆间有间隙，并在工作中不许消失，结构简单，装折方便，可多个装拆，应用较广。精密螺栓联接——装配后无间隙，主要承受横向载荷，也可作定位用，采用基孔制配合铰制孔螺栓联接（H7/m6,H7/n6）2、双头螺栓联接——螺杆两端无钉头，但均有螺纹，装配时一端旋入被联接件，另一端配以螺母。适于常拆卸而被联接件之一较厚时。折装时只需拆螺母，而不将双头螺栓从被联接件中拧出。3、螺钉联接螺钉联接——适于被联接件之一较厚（上带螺纹孔），不需经常装拆，一端有螺钉头，不需螺母，适于受载较小情况（手册无六角头螺钉，L0=L即可）4、紧定螺钉联接——拧入后，利用杆末端顶住另一零件表面或旋入零件相应的缺口中以固定零件的相对位置。可传递不大的轴向力或扭矩。特殊联接：地脚螺栓联（图4-6a,b）吊环螺钉联接（图4-8）二、螺纹联接件螺栓联接（图4-9）——用于工艺联接普通螺栓六角头：小六角头，标准六角头，大六角头1）螺栓圆柱头（内六角）铰制孔螺栓——螺纹部分直径较小螺栓粗制精制——机械制造中常用2）双头螺栓——两端带螺纹A型——有退刀槽施入端长度也各有不同。B型——无退刀槽3）螺钉种类繁多半圆头一字槽平圆头十字槽共有按头部形状六角头头部起子槽内六角孔圆柱头一字加十字槽沉头要求全螺纹与螺栓区别要求螺纹部分直径较粗4）紧定螺钉锥端——适于零件表面硬度较低不常拆卸常合末端平端——接触面积大、不伤零件表面，用于顶紧硬度较大的平面，适于经常拆卸圆柱端——压入轴上凹抗中，适于紧定空心轴上零件的位置适于较轻材料和金属薄板5）自攻螺钉——由螺钉攻出螺纹6）螺母六角螺母：标准，扁，厚圆螺母（与带翅垫圈）+止退垫圈——带有缺口，应用时带翅垫圈内舌嵌入轴槽中，外舌嵌入圆螺母的槽内，螺母即被锁紧。螺母粗制精制粗制平垫精制A型7）垫圈普通垫圈斜垫B型——带倒角防松垫圈（弹簧垫圈）——起防松作用带翅垫圈等§4-3螺纹联接的预紧与防松一、预紧螺纹联接松联接——在装配时不拧紧，只存受外载时才受到力的作用——轻少用紧联接——在装配时需拧紧，即在承载时，已预先受力，预紧力QP预紧目的：保持正常工作。如汽缸螺栓联接，有紧密性要求，防漏气，接触面积要大性，靠摩擦力工作时，增大刚性等。——必拧紧增大刚性——增加联接刚度、紧密性和提高防松能力预紧力QP——预力轴向作用力（拉力）但：预紧过紧——拧紧力过大QP——螺杆静载荷增大、降低本身强度过松——拧紧力QP过小——工作不可靠一般：碳钢：——螺栓最小剖面积合金钢：——屈服极限MPa板手拧紧力矩——T=FH·L（4-4）FH—作用于手柄上的力，L——力臂。拧紧时螺母：T=T1+T2T——拧紧，T1——螺纹，T2——端面摩擦力矩螺栓：T1=T3+T4T1——螺纹，T3——钉头，T4——夹持其中：螺纹阻力矩：（4-5）端面摩擦力矩：（4-6）其中：fc——螺母与支承面间的摩擦系数，取fc=0.15D1,d0——支承面的内、外直径。见图4-8其余参数同前。∴（4-7）则（4-8）一般K=0.1~0.3对M10~M68螺母，将其标准参数代入，经简化后得K≠0.2即：T=0.2QPd(4-9)而T=FHL=FH×σdQP=75FH——说明d过小→螺栓易过载！(一般L=15d)注：由于d≤M10——易过载d>M68——应力分布不均∴最好取d=M16~M30预紧力QP的控制——测力矩板手——测出预紧力矩——图4-9，图4-12定力矩板手——达到固定的拧紧力矩T时，弹簧受压将自动打滑。图4-10，图4-13测量预紧前后螺栓伸长量——S——精度较高。二、防松：理论上，螺纹联接—升角为什么还要防松：目的满足自锁根据什么防松：原理三角形螺纹当量摩擦角防松方法——措施1、防松目的（口述）实际工作中，外载荷有振动、有变化、材料高温需变等会造成摩擦力减少，螺纹副中正压力在某一瞬间消失、摩擦力为零，从而使螺纹联接松动，如经反复作用，螺纹联接就会松驰而失效。因此，必须进行防松，否则会影响正常工作，造成事故。2、防松原理——概括成一句话，即消除（或限制）螺纹副之间的相对运动，或增大相对运动的难度。3、防松办法及措施——表4-31）摩擦防松——双螺母、弹簧垫圈、尼龙垫圈、自锁螺母等尼母垫圈——除防松外还可起密封作用螺母一端做成非圆形收口或开峰后径面收口，螺母拧紧后收口涨开，利用收口的弹力使旋合螺纹间压紧。2）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。3）永久防松：端铆、冲点（破坏螺纹）、点焊4）化学防松——粘合思考题：双头螺栓联接，旋入端如何防松？出过题①利用螺尾旋紧产生横向扩张；②利用过盈配合达到横向扩张；③利用杆端预紧，产生轴向预紧作用。§4—4单个螺栓联接的强度计算针对不同零件的不同失效形式，分别拟定其设计计算方法，则失效形式是设计计算依据和出发点。1、失效形式和原因a）形式工程中螺栓联接多数为抗拉疲劳失效，静态失效较少，但严重过载拉断，螺牙剪断，螺纹压溃等可出现。统计表明：90%以上螺栓失效皆与应力集中有关，集中分布在三处：①螺母支承面第一、二牙圈处占65%②杆螺尾退刀槽处占20%③钉头支承面处：占15%b）失效原因：应力集中应力集中促使疲劳裂纹的发生和发展过程改善工艺、改进结构、正确安装、注意使用方法皆可提高抗疲劳强度2、设计计算准则与思路受拉螺栓：设计准则为保证螺栓的疲劳拉伸强度和静强度受剪螺栓：设计准则为保证螺栓的挤压强度和剪切强度①根据联接特点、材料性质、受力状态、失效形式、确定螺杆危险剖面处的尺寸，实质将螺栓看成最小直径的光杆。其它尺寸和附件由等强度条件或使用经验确定。②系统思路单栓计算一、松栓—不预紧、无QP、仅工作载F对杆拉伸、防断→求d1二、紧栓—必预紧、有QP1）横向外载（防滑）1）普栓—仅QP对杆拉伸→求d12）精栓—横载对杆同时剪挤→求d02）轴向外载（防断）—普栓求总载Qa）静轴外载—按Q对杆拉伸→求d1b)变轴外载—按静设计，再接疲劳强度计算三、材料与许用应力一、松螺栓联接图4-11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（4-11）或（mm）（设计用）→定公称直径d（4-12）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Mpa表4-8n——安全系数，表4-9二、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：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τa)b)接第四强度理论：∴强度条件为：（4-13）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。QP、（T1与QP有关）的确定？与联接方式和载荷类型有关。1、横向载荷的紧螺栓联接计算——主要防止被联接件错动（1）普通螺栓联接——防滑——图4-12P79特点：杆孔间有间隙，靠拧紧后正压力由（QP）产生摩擦力来传递外载荷，保证联接可靠（不产生相对滑移）的条件为：设所须的预紧力为QP（4-14）——工作前后不变，起拉作用式中：f——接缝面间的摩擦系数，表4-4i——拉缝界面数目（图4-12a，i=2）KS——防滑系数（可靠性系数）KS=1.1~1.3强度条件验算公式：为式（4-13）设计公式为：（4-15）分析：由式（4-14）可知，当f=0.2,i=1,KS=1则QP=5R，说明这种联接螺栓直径大，且在冲击振动变载下工作极不可靠，为增加可靠性，减小直径，简化结构，提高承载能力，∴须采用如下减载装置：图4-16a)减载销；b)减载套筒；c)减载键；d)减载牙齿；e)精螺栓联接2、铰制孔螺栓联接——防滑动，——图4-12b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(4-16)螺栓与孔壁接触表面的挤压强度条件为：（4-17）R——横向载荷（N）；d0——螺杆或孔的直径（mm）lmin——被联接件中受挤压孔壁的最小长度（mm），如图4-12b中lmin所示为一般要求：lmin≥1.25d0[τ]——螺栓许用剪应力，MPa，（钢，—安全系数，表4-9）——螺栓或被联接件中较弱者的许用挤压应力，MPa铜：——见表4-8铸铁：np——安全系数表4-9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。2、轴向载荷紧螺栓联接强度计算特点：加载前有预紧力QP、轴向工作载荷F只适于普通螺栓，不能用精螺栓——防断，受QP与F联合作用，如汽缸盖螺栓如图4-19(a)螺母未拧紧(b)螺母已拧紧(c)承受工作载荷图4-17单个紧螺栓联接受力变形图①工作特点：工作前拧紧，有QP；工作后加上工作载荷F工作前、工作中载荷变化，求工作时总载荷Q=？②工作原理：靠螺杆抗拉强度传递外载F③解决问题：a)保证安全可靠的工作，QP=？实质是如何计算b)工作时螺栓总载荷，Q=？④分析：图a，未拧紧—栓母松驰状态图b，拧紧—预紧状态凸缘—压—→QP静平衡（作用与反作用力）栓杆—拉—→QP图c，加载F后→工作状态栓杆—继拉———总载凸缘—放松———残余预紧力⑤作图，为了更明确以简化计算（受力变形图）设：材料变形在弹性极限内，力与变形成正比单个紧螺栓联接受力变形图从图线可看出，螺栓受工作载荷F时，螺栓总载荷：，一般已知，，F，如何求Q？1）已知：、F，求Q2）要求和F，求→静平衡条件变形协调条件：凸缘→压力减量为→变形缩小由变形协调条件杆缘→拉力增量→变形增加（在一个整体中两者必须相等，否则不能成为一个整体结构）由图可知：螺栓刚度：（a）被联接件刚度：（b）(c)由式（a）和（b）得式中：——称螺栓相对于联接的刚度，称螺栓的相对刚度——部分工作载荷表4-5与螺栓，被联接件材料，垫片等有关又∵（d）由（c）代入（d）得：∴（4-20）∴（4-21）对残余预紧力的要求，为保证受载后接合面联接的紧密性应使>0的取法=（1.5~1.8）F——有密封要求=（0.2~0.6）F载荷稳定=（0.6~1.0）F载荷不稳定一般联接地脚螺栓联接>F结论：讨论：1）当最不利的情况2）当最理想情况3）当<0即<F有缝隙存在，不允许的情况（漏气）4）降低螺栓受力的措施：a)必须采用刚度小螺栓（空心、加长、细颈）b)或硬垫片，或直接拧在凸缘上均可提高强度5）为联接紧密、不漏气，要求>0，即>Fd)6）计算时：两者均可根据已知条件行事a）轴向静大紧螺栓联接强度计算静大F不变，Q为静大，但考虑补充拧紧——防断强度条件：验算公式：（MPa）(4-22)设计公式：（mm）→(公称直径)（4-23）b）轴向变载荷紧螺栓联接强度计算图4-20分析：当工作载荷，上0→F→。Q→螺栓总载，由→Q→则→部分载荷，由0→→0→A．当只进行验算时，其强度条件按公式进行——按式（2-26）进行疲劳强度计算∵变载荷螺栓大多为疲劳破坏，而应力幅是变载荷下螺栓疲劳强度的主要因素，∴对变载荷的紧螺栓联接，不仅应按最大应力进行强度计算，还要验算螺纹部分的循环应力幅，即强度条件：最大拉应力：Mpa(4-24)循环应力幅：Mpa(4-25)——螺栓的最大许用拉应力，钢螺栓，—见表4—8，n—安全系数，表4—9n=1.25~2.5——螺栓的许用应力幅Mpa钢螺栓——对称循环拉压疲劳极限（表4-8）——应力幅安全系数表4-9——有效应力集中系数表4-10——尺寸系数表4-9再按式（4-25）校核。3、当验算不满足时→措施：a)b)最好改善结构、降低应力集中。包括：工艺、结构、制造、↑，↓，适当提高↑等综合措施。三、螺栓材料与许用应力计算1、材料P289表4-6，4-7对照自学螺母、螺栓强度级别：①保谓强度级别；②如何分级；③标记方法1）据据成的机械性能，把栓母分级，并以数字表示，此乃强度级别如5-6，8-82）所依据机械性能为抗拉强度极限和屈服极限；螺栓级别用带点数字表示点前数字为点后数字为螺母级别用表示注意：选择对螺母的强度级别应低于螺栓材料的强度级别，螺母的硬度稍低于螺栓的硬度（均低于20~40HB）2、许用应力许用拉应力：—表4-8n—表4-9P85已知：不控制的紧螺栓联接，易过载。∴设计时应取较大的完全系数。控制预紧力时可取较小的安全系数n。∵显然n，与d有关。∴设计时，先假设d，进行试算，选取一安全系数进行计算，计算结果与估计直径相比较，如在原先估计直径所属范围内即可，否则需重新进行估算。试算法：∴设计时先假设d→n和→d1(d)与假设比较：①符合→完成；②不符合→重算许用剪切应力[τ]与许用挤压应力：（Mpa）、——表4-8(Mpa)nt，nP——安全系数，表4-12试算法：设计时先估d，如d=16~30mm，在表4-9中选n算求d1再根据d1查d在此范围，则合格如d>30或d<16则重估，再选n1，，d1→d合格为止。为调整计算——总结为试算方法。§4—5螺栓组联接的设计与受力分析工程中螺栓皆成组使用，单个使用极少。因此，须研究栓组设计和受力分析。它是单个螺栓计算基础和前提条件。螺栓组联接设计的顺序——选布局、定数目、力分析、设计尺寸一、结构设计原则1、布局要尽量对称分布，栓组中心与形心重合（有利于分度、划线、钻孔），以受力均匀，图4-182、受剪螺栓组（铰制孔螺栓联接）时，不要在外载作用方向布置8个以上，螺栓要使其受力均匀，以免受力太不均匀，P89图4-23b，但弯扭作用螺栓组，要适当靠接缝边缘布局，否则受力太不均。不合理合理3、合理间距，适当边距，以利用板手装拆，尺寸按图4-19对压力容器间距t。表4-12P291；表4-13P88（作业4—18，演算4—20）Z=4~10个取Z=8个4、避免偏心载荷作用a）被联接件支承面不平突起。b）表面与孔不垂直。c）钩头螺栓联接。偏载螺栓的应力：即、、——强度很差防偏载措施：a）凸合；b）凹坑（鱼眼坑）；c）斜垫片；d）球形垫片图4-22二、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4-19—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/Z（4-26）P——轴向外载；Z——螺栓系数2、受横向载荷的螺栓组联接图4-23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图4-24（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a)普通螺栓组b)铰制孔螺栓组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）（4-29）式中，f—接缝面间摩擦系数表4-4ri—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4-24b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