[工学]第五章 螺纹联接与螺旋传动.ppt

螺栓组联接受力分析与计算 例：如图所示的支架受 F 力。 将 F 力分解并向螺栓组形心及结合面平移，得： 轴向载荷 横向载荷 翻转力矩 设计中，需要防止如下四种可能的失效形式： 上沿开缝； 下沿压溃 支架下滑； 需要足够大的 。 螺栓拉断； 需要足够大的螺栓直径 。 三、螺栓组的强度计算 思路：螺栓组结构设计（布局、数目）→螺栓组受 力分析（载荷类型、形式）→求受载最大的 螺栓→按单个螺栓强度计算方法求d1→ 全 组采用同样尺寸螺栓。 例题1： 一机架由四个受剪螺栓（铰制孔用螺栓）组成联接，尺寸如图示。已知R1=4000N， R2=1000N，螺栓材料的许用应力[τ]=100MPa。试按剪切强度决定螺栓直径。 R1 R2 150 150 φ100 （1）受力分析 螺栓联接承受的转矩 螺栓联接承受的横向力 （2）螺栓受力 由于转矩T的作用，每个螺栓受的切向力 每个螺栓所受的横向力 受力分析如图： FV FV1 FV2 2 1 3 4 T 由图可见2、3螺栓受力最大，最大横向力 （3）计算螺栓直径 依此由手册查得标准d0=7mm d=6mm，即M6的铰制孔用螺栓 例题2： 图示一汽缸盖螺栓联接。汽缸内径D1=250mm，为保证气密性采用12个M18的普通螺栓。螺栓材料的许用应力[σ]=120MPa，[σa]=12.8MPa，相对刚度系数cb/(cb+cm)=0.8，残余预紧力F1=1.5F。试确定该汽缸所能承受的最大压力p。 FΣ F F （一）按疲劳强度求p （1）求工作载荷 因为： 所以： 由标准查得M18螺栓d1=15.294mm,故 （2）求汽缸盖所能承受的最大力 （3）求汽缸盖所能承受的最大压力 （二）按静强度求p （1）求螺栓总拉力 （2）求工作载荷 （3）汽缸所受最大力 （4）静载汽缸所受最大压力 结论：该汽缸能承受的最大压力为 P = 1.51MPa 不同受力形式下螺栓组联接的强度计算 联接 性质 载荷 性质 联接 类型 受力最大螺栓所受的力 强 度 计 算 松 螺 栓 联 接 轴向 载荷 F 普 通 螺 栓 F 或 联接 性质 载荷 性质 联接 类型 受力最大螺栓所受的力 强 度 计 算 紧 螺 栓 联 接 横向 力FΣ 普通 螺栓 联接 或 铰制 孔用 螺栓 联接 联接 性质 载荷 性质 联接 类型 受力最大螺栓所受的力 强 度 计 算 紧 螺 栓 联 接 横向扭矩 T 普通 螺栓 联接 或 铰制 孔用 螺栓 联接 联接 性质 载荷 性质 联接 类型 受力最大螺栓所受的力 强 度 计 算 紧 螺 栓 联 接 轴向 力FΣ 普通 螺栓 联接 其中： 或 倾覆 力矩 M 普通 螺栓 联接 其中： 或 一、改善螺纹牙间的载荷分布 办法：降低螺母刚性，易变形、增加协调性，以 改善螺纹牙上的载荷分配。 悬置螺母 环槽螺母 内斜螺母 环槽内斜螺母 二、降低螺栓的 应力幅 1、降低螺栓刚度 ↓Cb，可采用空心杆、细长杆、在螺母下安装弹性元件等方法。 2、增大被联接件刚度 ↑Cm，可采取刚度大的硬垫片；对于有紧密性要求的汽缸螺栓联接，不应采用较软的垫片，而应改用密封环。 3、同时↓Cb、 ↑Cm，适当增加F0 三、减小应力集中的影响 加大过渡处圆角 卸载槽 卸载过渡结构 四、采用合理的制造工艺 1）用挤压法（滚压法）制造螺栓，疲劳强度 提高30~40% ；热处理后再进行滚压螺纹， 效果更佳，强度提高70~100 %； 3）控制螺距误差和螺距累积误差。 2）冷作硬化、表层有残余应力（压）、氰化、 氮化、喷丸等可提高疲劳强度； 为了便于机器的制造、安装、维修、运输以及提高劳动生产率，机械装置中广泛使用着各种连接。机械的联接分为两大类：机械动联接和机械静联接。在本教材中，我们针对的”联接“指机械静联接。用于静联接中零件我们常称作紧固件，紧固件在机械制造中占有重要的地位，如：汽车的基础零件中，紧固件占总数的45~50%,这些零件虽然只占汽车总成本的1~2%，但所需装配的工作量是很大的。因此设计人员必须熟悉各种机器中常用的连接方法以及各类联接的结构、类型与适用场合，掌握它们的设计和选用方法 * 螺纹联接包括螺栓联接、螺钉联接、双头螺柱联接等，由于螺栓连接的应用最广泛，我们以螺栓连接为代表探讨螺纹连接的强度，所讨论的方法对双头螺柱和螺钉连接同样适用。 当两零件用螺栓连接时，