章螺纹联接.ppt

解 （1）计算螺栓轴向工作载荷F 根据油缸尺寸和油压大小， 暂取螺栓数Z＝8， 每个螺栓平均受到的轴向工作载荷F为 N Z D p Z F 24 . 4021 ≈ 8 4 × 160 .6× . 1 = 4 = = 2 2 p p Q 【例题2.4】一钢制液压油缸图示， 已知油压p＝1.6MPa， 油缸内径D＝160mm， 油缸壁厚δ＝10mm， 油缸凸缘尺寸h1＝h2＝17mm。 试设计油缸凸缘的螺栓组联接。 F p D D0 Q D0 h2 h1 δ （2）计算螺栓总拉伸载荷F0 查表2.2，对有密封要求的压力容器剩余预紧力F＂=（1.5～1.8）F，取F＂=1.8F，则每个螺栓所受的总拉伸载荷F0为 F0＝ F+ F＂＝ F+1.8 F＝2.8F＝2.8×4021.24＝11259.472N (3）计算螺栓直径 由表2.3，选取螺栓材料为35钢，性能级别为5.6，公称屈服极限σS＝300MPa，又由表2.4暂取安全系数S=3（估计螺栓直径在M16左右，并装配时不控制预紧力），则螺栓的许用应力为 Mpa S s 100 = 3 300 = = ] [ s s 螺栓的小径应满足的条件为 mm F d 65 . 13 ≈ 100 × 472 . 11259 × 3 . 1 × 4 = ] [ × 3 . 1 × 4 ≥ 0 1 p s p 由手册，选M16的螺栓（d1＝13.835mm）。 由表2.4知，所取安全系数S=3是正确的 剩余预紧力的取值范围 粗牙普通螺纹基本尺寸 （4）确定螺栓分布直径D0 根据已知的液压油缸的有关尺寸，并根据图2.4中螺栓轴线到边缘距离应满足e ＝d +（3～6）mm的条件，则螺栓分布直径D0为 D0＝D+2e+2δ＝160+2×[（16+3～6）]+2×10＝218～224mm 取D0＝220mm 螺栓的间距为 mm Z D t 4 . 86 = 8 220 × = = 0 p p 由表2.8知，为密封可靠，当油压P≤1.6MPa时，允许螺栓最大的间距为t≤7d＝7×16＝112mm，因此，所选用的螺栓分布直径D0和螺栓数目Z是合理的。 （5）确定螺栓的长度L根据已知的油缸凸缘尺寸h1和h2，并根据手册查得与其相配的螺母高度为m＝14.8mm（GB617-86），再根据图2.4中螺栓伸出长度 a＝（0.2～0.3）d，则螺栓的长度L为 L＝h1＋h2＋m＋a＝17＋17+14.8＋（0.2～0.3）×16＝52～53.6mm 由手册，选取适合的螺栓公称长度，对应M16适合的公称长度为55mm，故取L＝55mm 六角头螺栓（标准长度） 例：图示滑动轴承由四个对称布置的普通螺栓与机座相联。已知：螺栓、机座和轴承刚度相同，每个螺栓的预紧力均为 500N,若要求工作后，接合面不得出现间隙，问：轴承所能承受的最大极限载荷Plim为多少？ p 解 令：每个螺栓所受残余预紧力为零，即 F”= F’ - c2 c1 + c2 F =500 - 1 2 Plim 4 . =0 解得： Plim =4000 (N) 例：图a为一普通螺栓联接，图b为预紧后得受力变形图，若工作后在被联接件表面加压缩工作载荷 500N,问：此时螺栓及被联接件各受载若干？ 图 a 力 变形 500N 30°60° 图 b 被联接件所受载荷： F”＝F 0 － F ＝375－(－500)＝875(N) 力 变形 F” F0 F Δδ F0 F0 F” F 解 螺栓所受总拉伸载荷为： F 0 ＝F’＋ c1 c1 ＋c2 F ＝500 ＋ tg30° (－500) ＝375(N) ＋tg60° tg30° 提高螺栓联接强度的措施 当螺栓受轴向变化工作载荷时： 即 F=0~ F 则 F0= F’~F’+ c1 c1 + c2 F ΔF1 =2Fa 当c1↓（或c2↑)→ ΔF 1 ↓→Fa↓→ σ a↓→疲劳强度↑ 1、减小应力副 力 变形 θ1 F’ θ2 F0 F” F ΔF1 力 变形 θ1’ θ2 F0 F” F ΔF1 减小螺栓刚度 力 变形 θ1 F’ θ2 F0 F” F ΔF1 力 变形 θ1 θ2’ F0 F” F ΔF1 增大被联接件刚度 力 变形 θ1 F’ θ2 F0 F” F ΔF1 力 变形 θ1’ θ2’ F0 F” F ΔF1 减小螺栓刚度同时又增大被联接件刚度 提示: 由上三种情况可知,增大预紧力也可提高疲劳强度! 具体措施： （1）适当增加螺栓长度 p p （3）采用刚性较大的垫片 用O形密封圈可保证