螺紋連接設(shè)計

1、習題與參考答案一、復習思考題1 常用螺紋按牙型分為哪幾種?各有何特點?各適用于什么場合?2 擰緊螺母與松退螺母時的螺紋副效率如何計算?哪些螺紋參數(shù)影響螺紋副的效率?3 螺紋聯(lián)接有哪些基本類型?各有何特點?各適用于什么場合?4 為什么螺紋聯(lián)接常需要防松?按防松原理，螺紋聯(lián)接的防松方法可分為哪幾類?試舉例說明。5 螺栓組聯(lián)接受力分析的目的是什么?在進行受力分析時，通常要做哪些假設(shè)條件?6 有一剛性凸緣聯(lián)軸器，用材料為Q235的普通螺栓聯(lián)接以傳遞轉(zhuǎn)矩T?，F(xiàn)欲提高其傳遞的轉(zhuǎn)矩，但限于結(jié)構(gòu)不能增加螺栓的直徑和數(shù)目，試提出三種能提高該聯(lián)軸器傳遞轉(zhuǎn)矩的方法。7 提高螺栓聯(lián)接強度的措施有哪些?這些措施中哪些主

2、要是針對靜強度?哪些主要是針對疲勞強度?8 為了防止螺旋千斤頂發(fā)生失效，設(shè)計時應(yīng)對螺桿和螺母進行哪些驗算?9 對于受軸向變載荷作用的螺栓，可以采取哪些措施來減小螺栓的應(yīng)力幅a?10 為什么對于重要的螺栓聯(lián)接要控制螺栓的預緊力F?控制預緊力的方法有哪幾種?二、單項選擇題（從給出的A、B、C、D中選一個答案）1 當螺紋公稱直徑、牙型角、螺紋線數(shù)相同時，細牙螺紋的自鎖性能比粗牙螺紋的自鎖性能 。A. 好 B. 差 C. 相同 D. 不一定2 用于聯(lián)接的螺紋牙型為三角形，這是因為三角形螺紋 。A. 牙根強度高，自鎖性能好 B. 傳動效率高C. 防振性能好 D. 自鎖性能差3 若螺紋的直徑和螺旋副的摩擦

3、系數(shù)一定，則擰緊螺母時的效率取決于螺紋的 。A. 螺距和牙型角 B. 升角和頭數(shù) C. 導程和牙形斜角 D. 螺距和升角4 對于聯(lián)接用螺紋，主要要求聯(lián)接可靠，自鎖性能好，故常選用 。A. 升角小，單線三角形螺紋 B. 升角大，雙線三角形螺紋C. 升角小，單線梯形螺紋 D. 升角大，雙線矩形螺紋5 用于薄壁零件聯(lián)接的螺紋，應(yīng)采用 。A. 三角形細牙螺紋 B. 梯形螺紋C. 鋸齒形螺紋 D. 多線的三角形粗牙螺紋6 當鉸制孔用螺栓組聯(lián)接承受橫向載荷或旋轉(zhuǎn)力矩時，該螺栓組中的螺栓 。A. 必受剪切力作用 B. 必受拉力作用C. 同時受到剪切與拉伸 D. 既可能受剪切，也可能受擠壓作用7 計算緊螺栓聯(lián)

4、接的拉伸強度時，考慮到拉伸與扭轉(zhuǎn)的復合作用，應(yīng)將拉伸載荷增加到原來的 倍。A. 1.1 B. 1.3 C. 1.25 D. 0.38 采用普通螺栓聯(lián)接的凸緣聯(lián)軸器，在傳遞轉(zhuǎn)矩時， 。A. 螺栓的橫截面受剪切 B. 螺栓與螺栓孔配合面受擠壓C. 螺栓同時受剪切與擠壓 D. 螺栓受拉伸與扭轉(zhuǎn)作用9 在下列四種具有相同公稱直徑和螺距，并采用相同配對材料的傳動螺旋副中，傳動效率最高的是 。A. 單線矩形螺旋副 B. 單線梯形螺旋副C. 雙線矩形螺旋副 D. 雙線梯形螺旋副10 在螺栓聯(lián)接中，有時在一個螺栓上采用雙螺母，其目的是 。A. 提高強度 B. 提高剛度C. 防松 D. 減小每圈螺紋牙上的受力1

5、1 在同一螺栓組中，螺栓的材料、直徑和長度均應(yīng)相同，這是為了 。A. 受力均勻 B. 便于裝配. C. 外形美觀 D. 降低成本12 螺栓的材料性能等級標成6.8級，其數(shù)字6.8代表 。A. 對螺栓材料的強度要求 B. 對螺栓的制造精度要求C. 對螺栓材料的剛度要求 D. 對螺栓材料的耐腐蝕性要求13 螺栓強度等級為6.8級，則螺栓材料的最小屈服極限近似為 。A. 480 MPa B. 6 MPa C. 8 MPa D. 0. 8 MPa14 不控制預緊力時，螺栓的安全系數(shù)選擇與其直徑有關(guān)，是因為 。A. 直徑小，易過載 B. 直徑小，不易控制預緊力C. 直徑大，材料缺陷多 D. 直徑大，安全

6、15 對工作時僅受預緊力F作用的緊螺栓聯(lián)接，其強度校核公式為=，式中的系數(shù)1.3是考慮 。A. 可靠性系數(shù)B. 安全系數(shù) C. 螺栓在擰緊時，同時受拉伸與扭轉(zhuǎn)聯(lián)合作用的影響D. 過載系數(shù)16 緊螺栓聯(lián)接在按拉伸強度計算時，應(yīng)將拉伸載荷增加到原來的1.3倍，這是考慮 的影響。A. 螺紋的應(yīng)力集中 B. 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力作用 C. 安全因素 D. 載荷變化與沖擊17 預緊力為的單個緊螺栓聯(lián)接，受到軸向工作載荷作用后，螺栓受到的總拉力F0 +A. 大于 B. 等于 C. 小于 D. 大于或等于18 一緊螺栓聯(lián)接的螺栓受到軸向變載荷作用，已知Fmin=0，F(xiàn)max=F，螺栓的危險截面積為AC，螺栓的相對剛度

7、為Kb，則該螺栓的應(yīng)力幅為 。A. B. C. D. 19 在受軸向變載荷作用的緊螺栓聯(lián)接中，為提高螺栓的疲勞強度，可采取的措施是 。A. 增大螺栓剛度Kb，減小被聯(lián)接件剛度Kc B. 減小Kb，增大KcC. 增大Kb和Kc D. 減小Kb和Kc20 若要提高受軸向變載荷作用的緊螺栓聯(lián)接的疲勞強度，則可 。A. 在被聯(lián)接件間加橡膠墊片 B. 增大螺栓長度C. 采用精制螺栓 D. 加防松裝置21 有一單個緊螺栓聯(lián)接，要求被聯(lián)接件接合面不分離，已知螺栓與被聯(lián)接件的剛度相同，螺栓的預緊力為，當對聯(lián)接施加軸向載荷，使螺栓的軸向工作載荷與預緊力相等時，則 。A. 被聯(lián)接件發(fā)生分離，聯(lián)接失效 B. 被聯(lián)接

8、件將發(fā)生分離，聯(lián)接不可靠C. 聯(lián)接可靠，但不能再繼續(xù)加載D. 聯(lián)接可靠，只要螺栓強度足夠，可繼續(xù)加載，直到軸向工作載荷F接近但小于預緊力的兩倍。22 對于受軸向變載荷作用的緊螺栓聯(lián)接，若軸向工作載荷F在01 000 N之間循環(huán)變化，則該聯(lián)接螺栓所受拉應(yīng)力的類型為 。A. 非對稱循環(huán)應(yīng)力 B. 脈動循環(huán)變壓力C. 對稱循環(huán)變應(yīng)力 D. 非穩(wěn)定循環(huán)變應(yīng)力23 對于緊螺栓聯(lián)接，當螺栓的總拉力F0和殘余預緊力F不變，若將螺栓由實心變成空心，則螺栓的應(yīng)力幅與預緊力會發(fā)生變化， 。A. 增大，應(yīng)適當減小 B. 增大，應(yīng)適當增大C. 減小，應(yīng)適當減小 D. 減小，應(yīng)適當增大24 在螺栓聯(lián)接設(shè)計中，若被聯(lián)接件

9、為鑄件，則有時在螺栓孔處制作沉頭座孔或凸臺，其目的是 。A. 避免螺栓受附加彎曲應(yīng)力作用 B. 便于安裝C. 為安置防松裝置 D. 為避免螺栓受拉力過大三、填空題1 三角形螺紋的牙型角= ，適用于 ，而梯形螺紋的牙型角= ，適用于 。2 螺旋副的自鎖條件是 。3 常用螺紋的類型主要有 、 、 、 和 。4 傳動用螺紋（如梯形螺紋）的牙型斜角比聯(lián)接用螺紋（如三角形螺紋）的牙型斜角小，這主要是為了 。5 若螺紋的直徑和螺旋副的摩擦系數(shù)一定，則擰緊螺母時的效率取決于螺紋的 和 。6 螺紋聯(lián)接的擰緊力矩等于 和 之和。7 螺紋聯(lián)接防松的實質(zhì)是 。8 普通緊螺栓聯(lián)接受橫向載荷作用，則螺栓中受 應(yīng)力和 應(yīng)

10、力作用。9 被聯(lián)接件受橫向載荷作用時，若采用普通螺栓聯(lián)接，則螺栓受 載荷作用，可能發(fā)生的失效形式為 。10 有一單個緊螺栓聯(lián)接，已知所受預緊力為，軸向工作載荷為F，螺栓的相對剛度為Kb/（Kb+Kc），則螺栓所受的總拉力F0= ，而殘余預緊力F= 。若螺栓的螺紋小徑為d1，螺栓材料的許用拉伸應(yīng)力為，則其危險剖面的拉伸強度條件式為 。11 受軸向工作載荷F的緊螺栓聯(lián)接，螺栓所受的總拉力F0等于 和 之和。12 對受軸向工作載荷作用的緊螺栓聯(lián)接，當預緊力F和軸向工作載荷F一定時，為減小螺栓所受的總拉力F0，通常采用的方法是減小 的剛度或增大 的剛度。13 采用凸臺或沉頭座孔作為螺栓頭或螺母的支承面

11、是為了 。14 在螺紋聯(lián)接中采用懸置螺母或環(huán)槽螺母的目的是 。15 在螺栓聯(lián)接中，當螺栓軸線與被聯(lián)接件支承面不垂直時，螺栓中將產(chǎn)生附加 應(yīng)力。16 螺紋聯(lián)接防松，按其防松原理可分為 防松、 防松和 防松。四、分析計算題1 有一受預緊力和軸向工作載荷F=1 000 N作用的緊螺栓聯(lián)接，已知預緊力=1 000N，螺栓的剛度Kb與被聯(lián)接件的剛度Kc相等。試計算該螺栓所受的總拉力F0和殘余預緊力F。在預緊力不變的條件下，若保證被聯(lián)接件間不出現(xiàn)縫隙，該螺栓的最大軸向工作載荷Fmax為多少?2 題 2圖所示為一圓盤鋸，鋸片直徑D=500 mm，用螺母將其夾緊在壓板中間。已知鋸片外圓上的工作阻力Ft=400

12、N，壓板和鋸片間的摩擦系數(shù)f=0.15，壓板的平均直徑D0=150mm，可靠性系數(shù)C=1.2，軸材料的許用拉伸應(yīng)力=60MPa。試計算軸端所需的螺紋直徑。（提示：此題中有兩個接合面，壓板的壓緊力就是螺紋聯(lián)接的預緊力。）3 題3圖所示為一支架與機座用4個普通螺栓聯(lián)接，所受外載荷分別為橫向載荷FR=5 000N，軸向載荷FQ=16 000N。已知螺栓的相對剛度系數(shù)Kb/（Kb+Kc）=0.25，接合面間摩擦系數(shù)，f=0.15，可靠性系數(shù)C=1.2，螺栓材料的機械性能級別為8.8級，最小屈服極限min=640MPa，許用安全系數(shù)S=2，試計算該螺栓小徑d1的計算值。題 2 圖 題 3圖題 4 圖4

13、一牽曳鉤用2個M10（dl=8.376 mm）的普通螺栓固定于機體上，如題4圖所示。已知接合面間摩擦系數(shù)f=0.15，可靠性系數(shù)C=1.2，螺栓材料強度級別為6.6級，屈服極限s=360MPa，許用安全系數(shù)S=3。試計算該螺栓組聯(lián)接允許的最大牽引力FRmax。5 題5圖所示為一凸緣聯(lián)軸器，用6個M10的鉸制孔用螺栓聯(lián)接，結(jié)構(gòu)尺寸如圖所示。兩半聯(lián)軸器材料為HT200，其許用擠壓應(yīng)力為P1=100MPa，螺栓材料的許用切應(yīng)力=92MPa，許用擠壓應(yīng)力P2=300MPa，許用拉伸應(yīng)力=120MPa。試計算該螺栓組聯(lián)接允許傳遞的最大轉(zhuǎn)矩Tmax。若傳遞的最大轉(zhuǎn)矩Tmax不變，改用普通螺栓聯(lián)接，試計算螺

14、栓小徑dl的計算值（設(shè)兩半聯(lián)軸器間的摩擦系數(shù)f=0.16，可靠性系數(shù)C=1.2）。6 有一提升裝置如題 6圖所示。題 5 圖 題 6 圖（1）卷筒用6個M8（d1=6.647mm）的普通螺栓固聯(lián)在蝸輪上，已知卷筒直徑D=150mm，螺栓均布于直徑D0=180mm的圓周上，接合面間摩擦系數(shù)f=0.15，可靠性系數(shù)C=1.2，螺栓材料的許用拉伸應(yīng)力=120MPa，試求該螺栓組聯(lián)接允許的最大提升載荷Wmax。（2）若已知Wmax=6 000N，其他條件同（1），試確定螺栓直徑。五、結(jié)構(gòu)題1 試畫出普通螺栓聯(lián)接結(jié)構(gòu)圖。已知條件：（1）兩被聯(lián)接件是鑄件，厚度各約為15mm和20mm；（2）采用M12普通

15、螺栓；（3）采用彈簧墊圈防松。要求按1：1的比例畫出。2 試畫出鉸制孔用螺栓聯(lián)接結(jié)構(gòu)圖。已知條件：（1）兩被聯(lián)接件是厚度約為20mm的鋼板；（2）采用M10鉸制孔用螺栓。要求按1：1的比例畫出。例解 .1. 一厚度=12mm的鋼板用4個螺栓固聯(lián)在厚度1=30mm的鑄鐵支架上，螺栓的布置有（a）、（b）兩種方案，如圖所示。已知：螺栓材料為Q235，=95MPa、=96 MPa，鋼板P=320 MPa，鑄鐵P1=180 MPa，接合面間摩擦系數(shù)f=0.15，可靠性系數(shù)Kf=1.2，載荷F=12000N，尺寸l=400mm，a=100mm。（1）試比較哪種螺栓布置方案合理？（2）按照螺栓布置合理方案

16、，分別確定采用普通螺栓聯(lián)接和鉸制孔用螺栓聯(lián)接時的螺栓直徑。解題分析：本題是螺栓組聯(lián)接受橫向載荷和旋轉(zhuǎn)力矩共同作用的典型例子。解題時，首先要將作用于鋼板上的外載荷F向螺栓組聯(lián)接的接合面形心簡化，得出該螺栓組聯(lián)接受橫向載荷F和旋轉(zhuǎn)力矩T兩種簡單載荷作用的結(jié)論。然后將這兩種簡單載荷分配給各個螺栓，找出受力最大的螺栓，并把該螺栓承受的橫向載荷用矢量疊加原理求出合成載荷。在外載荷與螺栓數(shù)目一定的條件下，對不同的螺栓布置方案，受力最大的螺栓所承受的載荷是不同的，顯然使受力最大的螺栓承受較小的載荷是比較合理的螺栓布置方案。若螺栓組采用鉸制孔用螺栓連接，則靠螺栓光桿部分受剪切和配合面間受擠壓來傳遞橫向載荷，其

17、設(shè)計準則是保證螺栓的剪切強度和聯(lián)接的擠壓強度，可按相應(yīng)的強度條件式，計算受力最大螺栓危險剖面的直徑。若螺栓組采用普通螺栓連接，則靠擰緊螺母使被聯(lián)接件接合面間產(chǎn)生足夠的摩擦力來傳遞橫向載荷。在此情況下，應(yīng)先按受力最大螺栓承受的橫向載荷，求出螺栓所需的預緊力；然后用只受預緊力作用的緊螺栓聯(lián)接受拉強度條件式計算螺栓危險剖面的直徑d1；最后根據(jù)d1查標準選取螺栓直徑d，并根據(jù)被聯(lián)接件厚度、螺母及墊圈厚度確定螺栓的標準長度。解題要點：1螺栓組聯(lián)接受力分析（1）將載荷簡化將載荷F向螺栓組聯(lián)接的接合面形心O點簡化，得一橫向載荷F=12000N和一旋轉(zhuǎn)力矩T=Fl=12000×400=4.8

18、5;106N·mm（圖解一）。（2）確定各個螺栓所受的橫向載荷在橫向力F作用下，各個螺栓所受的橫向載荷Fs1大小相同，與F同向。Fs1=F/4=12000/4=3000 N而在旋轉(zhuǎn)力矩T作用下，由于各個螺栓中心至形心O點距離相等，所以各個螺栓所受的橫向載荷FS2大小也相同，但方向垂直于螺栓中心與形心O的連線（圖解二）。對于方案（a），各螺栓中心至形心O點的距離為所以 由圖解二（a）可知，螺栓1和2所受兩力的夾角a最小，故螺栓1和2所受橫向載荷最大，即對于方案（b），各螺栓中心至形心O點的距離為rb=a=100mm所以 由圖解二b可知，螺栓1所受橫向載荷最大，即（3）兩種方案比較在螺栓

19、布置方案（a）中，受力最大的螺栓1和2所受的總橫向載荷=10820N；而在螺栓布置方案（b）中，受力最大的螺栓1所受的總橫向載荷=15000N?？梢钥闯?，<，因此方案（a）比較合理。2按螺栓布置方案（a）確定螺栓直徑（1）采用鉸制孔用螺栓聯(lián)接1）因為鉸制孔用螺栓聯(lián)接是靠螺栓光桿受剪切和配合面間受擠壓來傳遞橫向載荷，因此按剪切強度設(shè)計螺栓光桿部分的直徑ds： mm查GB27-88，取M12×60（ds=14mm>11.98mm）。2）校核配合面擠壓強度：按圖解三所示的配合面尺寸，有：螺栓光桿與鋼板孔間螺栓光桿與鑄鐵支架孔間=故配合面擠壓強度足夠。（2）采用普通螺栓聯(lián)接因為普

20、通螺栓聯(lián)接，是靠預緊螺栓在被聯(lián)接件的接合面間產(chǎn)生的摩擦力來傳遞橫向載荷，因此首先要求出螺栓所需的預緊力F。由，得 N根據(jù)強度條件式可得螺栓小徑d1，即 mm查GB/T5780-2000，取M45（d1=40.129mm>38.8mm）。2. 有一軸承托架用4個普通螺栓固聯(lián)于鋼立柱上，托架材料為HT150，許用擠壓力P=60MPa,螺栓材料強度級別為6.6級，許用安全系數(shù)S=3，接合面間摩擦系數(shù)f=0.15，可靠性系數(shù)C=1.2，螺栓相對剛度系數(shù)，載荷F=6000N，尺寸如圖所示。試設(shè)計此螺栓組聯(lián)接。解題分析：本題是螺栓組聯(lián)接受橫向載荷、軸向載荷和傾覆力矩共同作用的典型例子, 解題時首先要

21、將作用于托架上的載荷F分解成水平方向和鉛垂方向的兩個分力，并向螺栓組聯(lián)接的接合面形心O點處簡化，得出該螺栓組聯(lián)接受橫向載荷、軸向載荷和傾覆力矩三種簡單載荷作用的結(jié)論。然后分析該螺栓組聯(lián)接分別在這三種簡單載荷作用下可能發(fā)生的失效，即：在橫向載荷的作用下，托架產(chǎn)生下滑；在軸向載荷和傾覆力矩的作用下，接合面上部發(fā)生分離；在傾覆力矩和軸向載荷的作用下，托架下部或立柱被壓潰；受力最大的螺栓被拉斷（或塑性變形）。由上述失效分析可知，為防止分離和下滑的發(fā)生，應(yīng)保證有足夠的預緊力；而為避免托架或立柱被壓潰，又要求把預緊力控制在一定范圍。因此，預緊力的確定不能僅考慮在橫向載荷作用下接合面不產(chǎn)生相對滑移這一條件，

22、還應(yīng)考慮接合面上部不分離和托架下部或立柱不被壓潰的條件。同時，要特別注意此時在接合面間產(chǎn)生足夠大的摩擦力來平衡橫向載荷的不是預緊力F，而是剩余預緊力F。螺栓所受的軸向工作載荷是由螺栓組連接所受的軸向載荷和傾覆力矩來確定的。顯然，對上邊兩個螺栓來說，由螺栓組聯(lián)接所受的軸向載荷和傾覆力矩所產(chǎn)生的軸向工作載荷方向相同，矢量疊加后數(shù)值最大，是受力最大的螺栓。最后就以受力最大螺栓的軸向工作載荷和預緊力確定螺栓所受的總拉力F0，根據(jù)螺栓的總拉力F0計算螺栓的直徑尺寸，以滿足螺栓的強度。解題要點：1螺栓組受力分析如圖所示，載荷F可分解為橫向載荷 N（鉛垂向下）軸向載荷 N（水平向右）把、Fy向螺栓組聯(lián)接的接

23、合面形心O點處簡化，得到傾覆力矩 N·mm顯然，該螺栓組聯(lián)接受橫向載荷Fy、軸向載荷和傾覆力矩M三種簡單載荷的共同作用。 （1）確定受力最大螺栓的軸向工作載荷。在軸向載荷作用下，每個螺栓受到的軸向工作載荷為 N而在傾覆力矩M作用下，上部螺栓進一步受到拉伸，每個螺栓受到的軸向工作載荷為 N顯然，上部螺栓受力最大，其軸向工作載荷為 N（2）確定螺栓的預緊力F1）由托架不下滑條件計算預緊力F。該螺栓組聯(lián)接預緊后，受軸向載荷作用時，其接合面間壓力為剩余預緊力F，而受傾覆力矩M作用時，其接合面上部壓緊力減小，下部壓緊力增大，故M對接合面間壓緊力的影響可以不考慮。因此，托架不下滑的條件式為CFy

24、而 有 所以 將已知數(shù)值代入上式，可得 N2）由接合面不分離條件計算預緊力F可得 式中 A接合面面積，A=280×（500-280）=61 600mm2；W接合面抗彎截面模量，即 mm3Z螺栓數(shù)目，Z=4。其他參數(shù)同前。將已知數(shù)值代入上式，可得 N3）由托架下部不被壓潰條件計算預緊力F（鋼立柱抗擠壓強度高于鑄鐵托架）。由可得 式中，為托架材料的許用擠壓應(yīng)力，=60MPa。其他參數(shù)同前。將已知數(shù)值入上式，可得=921 113 N綜合以上三方面計算，取F=11 000N。2計算螺栓的總拉力F0這是受預緊力F作用后又受軸向工作載荷F作用的緊螺栓聯(lián)接，故螺栓的總拉力為 N3確定螺栓直徑式中:

25、 為螺栓材料的許用拉伸應(yīng)力，由題給條件知 =360/3=120MPa。所以 mm查GB/T5780-2000，取M16（d1=13.855mm>12.757mm）。說明：該題也可先按托架不下滑條件確定預緊力F，然后校核托架上部不分離和托架下部不壓潰。3. 有一氣缸蓋與缸體凸緣采用普通螺栓聯(lián)接，如圖所示。已知氣缸中的壓力P在02MPa之間變化，氣缸內(nèi)徑D=500mm，螺栓分布圓直徑D0=650mm。為保證氣密性要求，殘余預緊力（F為螺栓的軸向工作載荷），螺栓間距（d為螺紋公稱直徑）。螺栓材料的許用拉伸應(yīng)力=120MPa，許用應(yīng)力幅MPa。選用銅皮石棉墊片，螺栓相對剛度系數(shù)，試設(shè)計此螺栓組聯(lián)

26、接。解題分析：本題是典型的僅受軸向載荷作用的螺栓組聯(lián)接。但是，螺栓所受載荷是變化的，因此應(yīng)先按靜強度計算螺栓直徑，然后校核其疲勞強度。此外，為保證聯(lián)接的氣密性，不僅要保證足夠大的殘余預緊力，而且要選擇適當?shù)穆菟〝?shù)目，保證螺栓間距不致過大。解題要點：1初選螺栓數(shù)目Z因為螺栓分布圓直徑較大，為保證螺栓間距不致過大，所以應(yīng)選用較多的螺栓，初取Z=24。2計算螺栓的軸向工作載荷F（1）螺栓組聯(lián)接的最大軸向載荷FQ：F= N（2）螺栓的最大軸向工作載荷F：F=16 362.5 N3計算螺栓的總拉力F016362.5 =45 815 N4計算螺栓直徑 mm=25.139mm查GB/T5780-2000，取

27、M30（d1=26.211mm>25.139mm）。5校核螺栓疲勞強度故螺栓滿足疲勞強度。6校核螺栓間距實際螺栓間距為故螺栓間距滿足聯(lián)接的氣密性要求。4. 起重卷筒與大齒輪用8個普通螺栓聯(lián)接在一起，如圖所示。已知卷筒直徑D=4000mm，螺栓分布圓直徑D0=500mm，接合面間摩擦系數(shù)f=0.12，可靠性系數(shù)C=1.2，起重鋼索拉力FQ=50000N，螺栓材料的許用拉伸應(yīng)力=100MPa。試設(shè)計該螺栓組的螺栓直徑。解題分析：本題是典型的僅受轉(zhuǎn)矩作用的螺栓組聯(lián)接。 由于本題是采用普通螺栓聯(lián)接，是靠接合面間的摩擦力矩來平衡外載荷轉(zhuǎn)矩，因此本題的關(guān)鍵是計算出螺栓所需要的預緊力F。而本題中的螺栓

28、僅受預緊力F作用，故可按預緊力F來確定螺栓的直徑。解題要點：1計算轉(zhuǎn)矩T N·mm2計算螺栓所需要的預緊力F由 得 將已知數(shù)值代入上式，可得50 000 N·mm3確定螺栓直徑 mm查GB/T5780-2000，取M36（d1=31.670mm>28.768mm）。討論：（1）此題也可改為校核計算題，已知螺栓直徑，校核其強度。其解題步驟仍然是需先求F，然后驗算。（2）此題也可改為計算起重鋼索拉力FQ。已知螺栓直徑，計算該螺栓所能承受的預緊力F，然后按接合面摩擦力矩與作用于螺栓組聯(lián)接上的轉(zhuǎn)矩相平衡的條件，求出拉力FQ，即由得 5. 下圖所示兩種夾緊螺栓聯(lián)接，圖a用一個螺

29、栓聯(lián)接，圖b用兩個螺栓聯(lián)接。已知圖a與圖b中：載荷FQ=2 000N，軸徑d=60mm，載荷FQ至軸徑中心距離L=200mm，螺栓中心至軸徑中心距離l=50mm。軸與轂配合面之間的摩擦系數(shù)f=0.5mm, 可靠性系數(shù)C=1.2，螺栓材料的許用拉伸應(yīng)力=100MPa。試確定圖a和圖b聯(lián)接螺栓的直徑d。解題分析：（見圖解）夾緊聯(lián)接是借助螺栓擰緊后，轂與軸之間產(chǎn)生的摩擦力矩來平衡外載荷FQ對軸中心產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩，是螺栓組聯(lián)接受轉(zhuǎn)矩作用的一種變異，聯(lián)接螺栓僅受預緊力F的作用。因為螺栓組聯(lián)接后產(chǎn)生的摩擦力矩是由轂與軸之間的正壓力FN來計算，當然該正壓力FN的大小與螺栓預緊力F的大小有關(guān)，但若仍然按照一般情況

30、來計算則會出現(xiàn)錯誤。在確定預緊力F與正壓力FN的關(guān)系時，對于圖a可將轂上K點處視為鉸鏈，取一部分為分離體；而對于圖b可取左半轂為分離體。F與FN之間的關(guān)系式確定后，再根據(jù)軸與轂之間不發(fā)生相對滑動的條件，確定出正壓力FN與載荷FQ之間的關(guān)系式，將兩式聯(lián)立求解，便可計算出預緊力F之值，最后按螺栓接的強度條件式，確定出所需聯(lián)接螺栓的直徑d。解題要點：1確定圖a聯(lián)接螺栓直徑d（1）計算螺栓聯(lián)接所需預緊力F將轂上K點視為鉸鏈，軸對轂的正壓力為FN，由正壓力FN產(chǎn)生的摩擦力為fFN。取轂上一部分為分離體，對K點取矩，則有所以 （注意：此時作用于分離體上的力中沒有外載荷FQ）而根據(jù)軸與轂之間不發(fā)生相對滑動的

31、條件，則有所以 從而有 將已知數(shù)值代入上式，可得=20 000 N（2）確定聯(lián)接螺栓的直徑d該聯(lián)接螺栓僅受預緊力F作用，故其螺紋小徑為 mm查GB/T5780-2000，取M24（d1=20.752mm>18.195mm）。2.確定圖b聯(lián)接螺栓直徑d(1)計算螺栓聯(lián)接所需預緊力F取左半轂為分離體, 顯然, F=FN/2。而根據(jù)軸與轂之間不發(fā)生相對滑動的條件，則有所以 從而有 將有關(guān)數(shù)值代入上式，可得= N（2）確定聯(lián)接螺栓的直徑d該聯(lián)接螺栓僅受預緊力F的作用，故其螺紋小徑為 mm查GB/T5780-2000，取M30（d1=26.211mm>21.009mm）。說明：這里查取的聯(lián)接

32、螺栓直徑d是按第一系列確定的；若按第二系列，則聯(lián)接螺栓的直徑d為M27（d1=23.752mm）。6. 圖示弓形夾鉗用Tr28×5螺桿夾緊工作，已知壓力F=40 000N，螺桿末端直徑d0=20mm，螺紋副和螺桿末端與工件間摩擦系數(shù)f=0.15。（1）試分析該螺紋副是否能自鎖；（2）試計算擰緊力矩T。解題要點：（1）GB 5796.1-86查得Tr28×5梯形螺紋的參數(shù)如下：大徑d=28mm；中徑d2=25.5mm；螺距p=5mm。又知該螺紋為單線，即線數(shù)n=1，所以螺旋升角而當量摩擦角已知f= 0.15, =a/2=15°，所以得顯然，故該螺紋副能自鎖

33、。（2）因為控緊螺桿既要克服螺紋副間的摩擦力矩T1，又要克服螺桿末端與工件間的摩擦力矩T2，故擰緊力矩T= T1+ T2螺桿末端與工件間的摩擦相當于止推軸頸的摩擦，其摩擦力矩N·mm=4000N·mm故得 T= T1+ T2=（112 112+40000）N·mm=152 112 N·mm7. 圖示為一螺旋拉緊裝置，旋轉(zhuǎn)中間零件，可使兩端螺桿A和B向中央移近，從而將被拉零件拉緊。已知：螺桿A和B的螺紋為M16（d1=13.385mm），單線；其材料的許用拉伸應(yīng)力=80MPa；螺紋副間摩擦系數(shù)f=0.15。試計算允許施加于中間零件上的最大轉(zhuǎn)矩Tmax，并計

34、算旋緊時螺旋的效率。解題分析：由題給條件可知；旋轉(zhuǎn)中間零件，可使兩端螺桿受到拉伸；施加于中間零件上的轉(zhuǎn)矩T愈大，兩端螺桿受到的軸向拉力F愈大；而螺桿尺寸一定，所能承受的最大軸向拉力Tmax則受到強度條件的限制，因此，對該題求解時首先應(yīng)按強度條件式，計算出Tmax；然后由Tmax計算螺紋副間的摩擦力矩T1max；最后求出允許旋轉(zhuǎn)中間零件的最大轉(zhuǎn)矩Tmax。解題要點：（1）計算螺桿所能承受的最大軸向拉力Tmax由 得F由 Tmax=9 251 N（2）計算螺紋副間的摩擦力矩Tmax由GB196-81查得M16螺紋的參數(shù)如下：大徑d=16mm; 中徑d2=14.701mm; 螺距p=2mm; 單線，

35、即線數(shù)n=1。所以螺旋升角而當量摩擦角已知f=0.15, =/2=30, 所以得所以 螺紋副間的最大摩擦力矩T1max= N·mm=14 834 N·mm（3）計算允許施加于中間零件上的最大轉(zhuǎn)矩Tmax因為施加于中間零件上的轉(zhuǎn)矩要克服螺桿A和B的兩種螺紋副間摩擦力矩，故有Tmax=2 T1max= 2×14 834=29 668 N·mm（4）計算旋緊時螺旋的效率因為旋緊中間零件轉(zhuǎn)一周，做輸入功為Tmax2，而此時螺桿A和B各移動1個導程mm=2mm，做有用功為2Fmaxl，故此時螺旋的效率為或按公式 8. 有一升降裝置如圖所示，螺旋副采用梯形螺紋，大徑

36、d=50mm; 中徑d2=46mm; 螺距p=8mm; 線數(shù)n=4，支承面采用推力球軸承。升降臺的上下移動處采用導滾輪，它們的摩擦阻力忽略不計。設(shè)支承受載荷FQ=50 000N，試計算：（1）升降臺穩(wěn)定上升時的效率，已知螺旋副摩擦系數(shù)f=0.1。（2）穩(wěn)定上升時施加于螺桿上的力矩。（3）若升降臺以640mm/min上升，則螺桿所需的轉(zhuǎn)速和功率。（4）欲使升降臺在載荷FQ作用下等速下降，是否需要制動裝置？若需要，則加于螺桿上的制動力矩是多少？解題要點：（1）計算升降臺穩(wěn)定上升時的效率該螺紋的螺旋升角為而螺旋副的當量摩擦角為故得效率（2）計算穩(wěn)定上升時施加在螺桿上的力矩TT=FQ（3）計算螺桿所需

37、轉(zhuǎn)速n和功率p按題給條件，螺桿轉(zhuǎn)一周，升降臺上升一個導程L=np=4×8=32 mm，故若升降臺以640mm/min的速度上升，則螺桿所需轉(zhuǎn)速為n=（640÷32）=20 r/min計算螺桿所需功率P，有如下三種方法：1）第一種計算方法：按螺桿線速度及圓周力Ft確定螺桿所需功率P。由 m/s及 N可得 2）第二種計算方法：按同一軸上功率P與轉(zhuǎn)矩T、轉(zhuǎn)速n之間的關(guān)系式，可得3）第三種計算方法：按升降臺以速度 =640mm/ min上升時所需功率來確定螺桿所需功率P，即而 m/s故得 kW（4）判斷是否需要制動裝置，計算制動力矩T。而，可知螺旋副不自鎖，故欲使升降臺在載荷FQ作

38、用下等速下降，則必須有制動裝置。施加于螺桿上的制動力矩為=132 551N·mm9. 試找出圖中螺紋聯(lián)接結(jié)構(gòu)中的錯誤，說明原因，并繪圖改正。已知被聯(lián)接件材料均為Q235，聯(lián)接件為標準件。（a）普通螺栓聯(lián)接；（b）螺釘聯(lián)接；（c）雙頭螺栓聯(lián)接；（d）緊定螺釘聯(lián)接。解題要點：（1）普通螺栓聯(lián)接（圖a）主要錯誤有：1）螺栓安裝方向不對，裝不進去，應(yīng)掉過頭來安裝；2）普通螺栓聯(lián)接的被聯(lián)接件孔要大于螺栓大徑，而下部被聯(lián)接件孔與螺栓桿間無間隙；3）被聯(lián)接件表面沒加工，應(yīng)做出沉頭座并刮平，以保證螺栓頭及螺母支承面平整且垂直于螺栓軸線，避免擰緊螺母時螺栓產(chǎn)生附加彎曲應(yīng)力；4）一般聯(lián)接；不應(yīng)采用扁螺母

39、；5）彈簧墊圈尺寸不對，缺口方向也不對；6）螺栓長度不標準，應(yīng)取標準長l=60mm；7）螺栓中螺紋部分長度短了，應(yīng)取長30mm。改正后的結(jié)構(gòu)見圖解a。（2）螺釘聯(lián)接（圖b）主要錯誤有：1）采用螺釘聯(lián)接時 ，被聯(lián)接件之一應(yīng)有大于螺栓大徑的光孔，而另一被聯(lián)接件上應(yīng)有與螺釘相旋合的螺紋孔。而圖中上邊被聯(lián)接件沒有做成大于螺栓大徑的光孔，下邊被聯(lián)接件的螺紋孔又過大，與螺釘尺寸不符，而且螺紋畫法不對，小徑不應(yīng)為細實線；2）若上邊被聯(lián)接件是鑄件，則缺少沉頭座孔，表面也沒有加工。改正后的結(jié)構(gòu)見圖解b。（3）雙頭螺柱聯(lián)接（圖c）。主要錯誤有：1）雙頭螺柱的光桿部分不能擰進被聯(lián)接件的螺紋孔內(nèi)，M12不能標注在光桿部分；2）錐孔角度應(yīng)為120°，而且應(yīng)從螺紋孔的小徑（粗實線）處畫錐孔角的兩邊；3）若上邊被聯(lián)接件是鑄件，則缺少沉頭座孔，表面也沒加工；4）彈簧墊圈厚度尺寸不對。改正后的結(jié)構(gòu)見圖解c。（4）緊定螺釘聯(lián)接（圖d）。主要錯誤有：1）輪轂上沒有做出M6的螺紋孔；2）軸上未加工螺紋孔，螺釘擰不進去，即使有螺紋孔，螺釘能擰入，也需作局部剖視才能表達清楚。改正后的結(jié)構(gòu)見圖解d。習題參考答案復習思考題答案（參考答案從略）單項選擇題1