螺纹连接设计

《螺纹连接设计》由会员分享，可在线阅读，更多相关《螺纹连接设计（31页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、螺纹连接设计习题与参考答案、复习思考题1常用螺纹按牙型分为哪几种各有何特点各适用于什 么场合2拧紧螺母与松退螺母时的螺纹副效率如何计算哪些 螺纹参数影响螺纹副的效率3 螺纹联接有哪些基本类型各有何特点各适用于什么场合4为什么螺纹联接常需要防松按防松原理，螺纹联接的防松方法可分为哪几类试举例说明。5 螺栓组联接受力分析的目的是什么在进行受力分析时，通常要做哪些假设条 件6有一刚性凸缘联轴器，用材料为Q235的普通螺栓联接以传递转矩 T。现欲提高其传递的转矩，但限于结构不能 增加螺栓的直径和数目，试提出三种能提高该联轴器传递转 矩的方法。7提高螺栓联接强度的措施有哪些这些措施中哪些主 要是针对静强

2、度哪些主要是针对疲劳强度8为了防止螺旋千斤顶发生失效，设计时应对螺杆和 螺母进行哪些验算9 对于受轴向变载荷作用的螺栓，可以 采取哪些措施来减小螺栓的应力幅a a 10 为什么对于重要的螺栓联接要控制螺栓的预紧力F控制预紧力的方法有哪几种二、单项选择题1当螺纹公称直径、牙型角、螺纹线数相同时，细牙 螺纹的自锁性能比粗牙螺纹的自锁性能。A.好 B.差 C.相同 D.不一定2 用于 联接的螺纹牙型为三角形，这是因为三角形螺纹。A.牙根强度高，自锁性能好B.传动效率高C.防振性能好D.自锁性能差3若螺纹的直径和螺旋副的摩擦系数一定，则拧紧螺 母时的效率取决于螺纹的。A.螺距和牙型角 B.升角和头数

3、C.导程和牙 形斜角 D.螺距和升角4对于联接用螺纹，主要要求联接可靠，自锁性能好，故常选用。A.升角小，单线三角形螺纹B.升角大，双线三角形螺纹C.升角小，单线梯形螺纹D.升角大，双线矩形螺纹5 用于薄壁零件联接的螺纹，应采用。A.三角形细牙螺纹B.梯形螺纹C.锯齿形螺纹D.多线的三角形粗牙螺纹6当铰制孔用螺栓组联接承受横向载荷或旋转力矩时，该螺栓组中的螺栓。A.必受剪切力作用B.必受拉力作用C.同时受到剪切与拉伸D.既可能受剪切，也可能受挤压作用7计算紧螺栓联接的拉伸强度时，考虑到拉伸与扭转 的复合作用，应将拉伸载荷增加到原来的倍。A. B. C. D. 8 采用普通螺栓联接的凸 缘联轴器

4、，在传递转矩时，。A.螺栓的横截面受剪切B.螺栓与螺栓孔配合面受挤压1C.螺栓同时受剪切与挤压D.螺栓受拉伸与扭转作用9 在下列四种具有相同公称直径和螺距，并采用相同 配对材料的传动螺旋副中，传动效率最高的是。A.单线矩形螺旋副B.单线梯形螺旋副 C.双线矩形螺旋副 D.双线梯形螺旋副10 在螺栓联接中，有 时在一个螺栓上采用双螺母，其目的是。A.提高强度 B.提高刚度C.防松 D.减小每圈螺纹牙上的受力 11 在同一 螺栓组中，螺栓的材料、直径和长度均应相同，这是为 了 。A.受力均匀B.便于装配. C.外形美观D.降低成本12螺栓的材料性能等级标成级，其数字代表A.对螺栓材料的强度要求B.

5、对螺栓的制造精度要求C.对螺栓材料的刚度要求D.对螺栓材料的耐腐蚀性要求13 螺栓强度等级为级，则螺栓材料的最小屈 服极限近似为。A. 480 MPa B. 6 MPa C. 8 MPa D. 0. 8 MPa 14不控制预紧力时，螺栓的安全系数选择与其直径有关， 是因为 。A.直径小，易过载 B.直径小，不易控制预紧力 C. 直径大，材料缺陷多D.直径大，安全15 对工作时仅受预紧力F作用的紧螺栓联接，其强度校核公式为=的系数 是考虑 。A.可靠性系数B.安全系数C.螺栓在拧紧时，同时受拉伸与扭转联合作用的影响D.过载系数16紧螺栓联接在按拉伸强度计算时，应将拉伸载荷增 加到原来的倍，这是考

6、虑的影响。A.螺纹的应力集中B.扭转切应力作用C.安全因素 D.载荷变化与冲击17预紧力为F的单个紧螺栓联接，受到轴向工作载荷F作用后，螺栓受到的总拉力F0 F+FA.大于 B.等于 C.小于 D.大于或等于18 一紧螺栓联接的螺栓受到轴向变载荷作用，已知 Fmin=0, Fmax=F螺栓的危险截面积为 AC,螺栓的相对刚度 为Kb，则该螺栓的应力幅为。A.< a ，式中d12/4a(1Kb)FKF B. ab AcAc 2C.a(1Kb)FKbF D. a2Ac2Ac19在受轴向变载荷作用的紧螺栓联接中，为提 高螺栓的疲劳强度，可采取的措施是。A.增大螺栓刚度 Kb,减小被联接件刚度

7、Kc B.减 小Kb,增大Kc C.增大Kb和Kc D.减小Kb和Kc 20 若 要提高受轴向变载荷作用的紧螺栓联接的疲劳强度，则 可 。A.在被联接件间加橡胶垫片B.增大螺栓长度 C.采用精制螺栓 D.加防松装置21有一单个紧螺栓联接，要求被联接件接合面不分 离，已知螺栓与被联接件的刚度相同，螺栓的预紧力为F,当对联接施加轴向载荷，使螺栓的轴向工作载荷F与预紧力F相等时，则。A.被联接件发生分离，联接失效B.被联接件将发生分离，联接不可靠 C.联接可靠，但不能再继续加载D.联接可靠，只要螺栓强度足够，可继续加载，直到轴向工作载荷F接近但小于预紧力F的两倍。22对于受轴向变载荷作用的紧螺栓联接

8、，若轴向工作 载荷F在01 000 N之间循环变化，则该联接螺栓所受拉 应力的类型为。A.非对称循环应力B.脉动循环变压力 C.对称循环变应力 D.非稳定循环变应力23对于紧螺栓联接，当螺栓的总拉力 F0和残余预紧 力F不变，若将螺栓实心变成空心，则螺栓的应力幅a与预紧力F会发生变化，。a增大，F应适当减小 B. a增大，F应适当增大C. a减小，F应适当减小D. a减小，F应适当增大A.24在螺栓联接设计中，若被联接件为铸件，则有时在螺栓孔处制作沉头座孔或凸台，其目的是。A.避免螺栓受附加弯曲应力作用B.便于安装C.为安置防松装置D.为避免螺栓受拉力过大三、填空题1三角形螺纹的牙型角 a =

9、，适用于，而梯形螺纹的牙型角a =，适用于。2螺旋副的自锁条件是。3 常用螺纹的类型主要有和o4 传动用螺纹的牙型斜角比联接用螺纹的牙型斜角 小，这主要是为了。5若螺纹的直径和螺旋副的摩擦系数一定，则拧紧螺 母时的效率取决于螺纹的和 。36螺纹联接的拧紧力矩等于和 之和。7 螺纹联接防松的实质是。8 普通紧螺栓联接受横向载荷作用，则螺栓中受 应力和应力作用。9 被联接件受横向载荷作用时，若采用普通螺栓联接，则螺栓受载荷作用，可能发生的失效形式为。10有一单个紧螺栓联接，已知所受预紧力为F，轴向工作载荷为F，螺栓的相对刚度为 Kb/，则螺栓所受的总拉 力F0=，而残余预紧力F =。若螺栓的螺纹小

10、径为di,螺栓材料的许用拉伸应力为 c，则其危险剖面的拉伸 强度条件式为。11受轴向工作载荷F的紧螺栓联接，螺栓所受的总拉 力F0等于 和 之和。12 对受轴向工作载荷作用的 紧螺栓联接，当预紧力 F和轴向工作载荷 F定时，为减 小螺栓所受的总拉力 F0,通常采用的方法是减小的刚度或增大的刚度。13 采用凸台或沉头座孔作为螺栓头或螺母的支承面是为了。14 在螺纹联接中采用悬置螺母或环槽螺母的目的是 。15在螺栓联接中，当螺栓轴线与被联接件支承面不垂 直时，螺栓中将产生附加应力。16 螺纹联接防松，按其防松原理可分为防松、 防松和 防松。四、分析计算题1有一受预紧力F和轴向工作载荷 F=1 00

11、0 N作用的 紧螺栓联接，已知预紧力F=1 000N，螺栓的刚度 Kb与被联接件的刚度Kc相等。试计算该螺栓所受的总拉力F0和残余预紧力F。在预紧力F不变的条件下，若保证被联接件间 不出现缝隙，该螺栓的最大轴向工作载荷Fmax为多少2题2图所示为一圆盘锯，锯片直径 D=500 mm用螺 母将其夹紧在压板中间。已知锯片外圆上的工作阻力 Ft=400N，压板和锯片间的摩擦系数f=，压板的平均直径D0=150mm可靠性系数C=,轴材料的许用拉伸应力 a =60MPa。试计算轴端所需的螺纹直径。3题3图所示为一支架与机座用4个普通螺栓联接，所受外载荷分别为横向载荷FR=5 000N,轴向载荷FQ=16

12、 000N。已知螺栓的相对刚度系 数Kb/=，接合面间摩擦系数，f=，可靠性系数 C=,螺栓材 料的机械性能级别为级，最小屈服极限a安全系数S=2 ,试计算该螺栓小径di的计算值。min=640MPa 许用题2图 题3图4 一牵曳钩用2个M10的普通螺栓固定于机体上，如题4图所示。已知接合面间摩擦系数f=。4题4 图可靠性系数。=螺栓材料强度级别为级，屈服极限as=360MPa许用安全系数S=3。试计算该螺栓组联接允许 的最大牵引力FRmax5 题5图所示为一凸缘联轴器，用 6个M10的铰制孔 用螺栓联接，结构尺寸如图所示。两半联轴器材料为 HT200, 其许用挤压应力为a P1=100MPa

13、,螺栓材料的许用切应力t =92MPa,许用挤压应力a P2=300MPa,许用拉伸应力 a =120MPa。试计算该螺栓组联接允许传递的最大转矩 Tmax.若传递的最大转矩 Tmax不变，改用普通螺栓联接， 试计算螺栓小径dl的计算值。6有一提升装置如题6图所示。题5 图 题6图卷筒用6个M8的普通螺栓固联在蜗轮上，已知卷筒直 径D=150mm螺栓均布于直径 D0=180mn的圆周上，接合面间 摩擦系数f=，可靠性系数 C=,螺栓材料的许用拉伸应力a =120MPa,试求该螺栓组联接允许的最大提升载荷Wmax若已知 Wmax=6 000N其他条件同，试确定螺栓直径。五、结构题1试画出普通螺栓

14、联接结构图。已知条件：两被联接件是铸件，厚度各约为15mm和20mm采用M12普通螺栓； 采用弹簧垫圈防松。要求按1: 1的比例画出。2试画出铰制孔用螺栓联接结构图。已知条件：两被联接件是厚度约为20mm的钢板；采用M10铰制孔用螺栓。要求按1： 1的比例画出。例解.1. 一厚度A =12mm的钢板用4个螺栓固联在厚度8 仁30mnr的铸铁支架上，螺栓的布置有、两种方案，如图所示。已知：螺栓材料为 Q235, a =95MPa、 t =96 MPa , 钢板a P=320 MPa，铸铁a P1=180 MPa，接合面间摩擦 系数f=，可靠性系数 Kf=，载荷FX =120XXN尺5寸 l=40

15、0mm, a=100mm试比较哪种螺栓布置方案合理？按照螺栓布置合理方案，分别确定采用普通螺栓联接和 铰制孔用螺栓联接时的螺栓直径。解题分析：本题是螺栓组联接受横向载荷和旋转力矩共 同作用的典型例子。解题时，首先要将作用于钢板上的外载 荷FX向螺栓组联接的接合面形心简化，得出该螺栓组联接 受横向载荷FX和旋转力矩T两种简单载荷作用的结论。然 后将这两种简单载荷分配给各个螺栓，找出受力最大的螺 栓，并把该螺栓承受的横向载荷用矢量叠加原理求出合成载 荷。在外载荷与螺栓数目一定的条件下，对不同的螺栓布置 方案，受力最大的螺栓所承受的载荷是不同的，显然使受力 最大的螺栓承受较小的载荷是比较合理的螺栓布

16、置方案。若 螺栓组采用铰制孔用螺栓连接，则靠螺栓光杆部分受剪切和 配合面间受挤压来传递横向载荷，其设计准则是保证螺栓的 剪切强度和联接的挤压强度，可按相应的强度条件式，计算 受力最大螺栓危险剖面的直径。若螺栓组采用普通螺栓连 接，则靠拧紧螺母使被联接件接合面间产生足够的摩擦力来 传递横向载荷。在此情况下，应先按受力最大螺栓承受的横 向载荷，求出螺栓所需的预紧力；然后用只受预紧力作用的 紧螺栓联接受拉强度条件式计算螺栓危险剖面的直径di;最后根据di查标准选取螺栓直径 d,并根据被联接件厚度、 螺 母及垫圈厚度确定螺栓的标准长度。6解题要点：1 .螺栓组联接受力分析 将载荷简化将载荷FX向螺栓组

17、联接的接合面形心0点简化，得一横向载荷 FX =120XXN和一旋转力矩 T=FS l=120XX X 400= X 106N mm确定各个螺栓所受的横向载荷在横向力FX作用下，各个螺栓所受的横向载荷Fs1大小相同，与 FX同向。Fs仁F艺/4=120XX/4=3000 N而在旋转力矩T作用下，于各个螺栓中心至形心0点距离相等，所以各个螺栓所受的横向载荷FS2大小也相同，但方向垂直于螺栓中心与形心0的连线。对于方案，各螺栓中心至形心0点的距离为7raa2a210021002所以 10684874ra4图解二可知，螺栓1和2所受两力的夹角a最小，故螺 栓1和2所受横向载荷最大，即2FsmaxaF

18、s21Fs2a2Fs1Fs2acos3000284872230008487cos4510820 对于方案，各螺栓中 心至形心 O点的距离为rb=a=100mm 所以 Fs2bN106120XXN 4rb4100图解二b可知，螺栓1所受横向载 荷最大，即FsmaxbFs1Fs2b3000120XX15000两种方案比较在螺栓布置方案中，受力最大的螺栓1和2所受的总横向载荷Fsmaxa=10820N而在螺栓布置方案中，受力最大的 螺栓1所受的总横向载荷Fsmaxb=15000N。可以看出，FsmaxavFsmaxb 因此方案比较合理。2.按螺栓布置方案确定螺栓直径采用铰制孔用螺栓联接1 ）因为铰制

19、孔用螺栓联接是靠螺栓光杆受剪切和配合 面间受挤压来传递横向载荷，因此按剪切强度设计螺栓光杆 部分的直径ds :ds4Fs410820 mm96查GB27-88,取M12X 60。2 ）校核配合面挤压强度： 按图解三所示的配合面尺寸，有：螺栓光杆与钢板孔间8PFs10820XX4dsh138MPaP320MPa螺栓光杆与铸铁支架孔间P1Fs10820 ds11330=P1180MPa故配合面挤压强度足够。采用普通螺栓联接因为普通螺栓联接，是靠预紧螺栓在被联接件的接合面 间产生的摩擦力来传递横向载荷，因此首先要求出螺栓所需 的预紧力F。fFCFs，得F1082086560 N 根据强度条件式可得螺

20、栓小径d1,即d14486560 mm95 查 GB/T5780-20XX,取 M452. 有一轴承托架用 4个普通螺栓固联于钢立柱上，托 架材料为HT150,许用挤压力c P=60MPa,螺栓材料强度级 别为级，许用安全系数S=3，接合面间摩擦系数 f=，可靠 性系数C=螺栓相对刚度系数图所示。 试设计此螺栓组联接。Kb,载荷F=6000N,尺寸如KbKc 9解题分析：本题是螺栓组联接受横向载荷、轴向载荷和 倾覆力矩共同作用的典型例子，解题时首先要将作用于托架上的载荷F分解成水平方向和铅垂方向的两个分力，并向 螺栓组联接的接合面形心0点处简化，得出该螺栓组联接受横向载荷、轴向载荷和倾覆力矩三

21、种简单载荷作用的结论。 然后分析该螺栓组联接分别在这三种简单载荷作用下可能 发生的失效，即：在横向载荷的作用下，托架产生下滑； 在轴向载荷和倾覆力矩的作用下，接合面上部发生分离； 在倾覆力矩和轴向载荷的作用下，托架下部或立柱被压 溃；受力最大的螺栓被拉断。上述失效分析可知，为防止 分离和下滑的发生，应保证有足够的预紧力；而为避免托架 或立柱被压溃，又要求把预紧力控制在一定范围。因此，预 紧力的确定不能仅考虑在横向载荷作用下接合面不产生相对滑移这一条件，还应考虑接合面上部不分离和托架下部或 立柱不被压溃的条件。同时，要特别注意此时在接合面间产 生足够大的摩擦力来平衡横向载荷的不是预紧力F,而是剩

22、余预紧力F。螺栓所受的轴向工作载荷是螺栓组连接所 受的轴向载荷和倾覆力矩来确定的。显然，对上边两个螺栓 来说，螺栓组联接所受的轴向载荷和倾覆力矩所产生的轴向 工作载荷方向相同，矢量叠加后数值最大，是受力最大的螺 栓。最后就以受力最大螺栓的轴向工作载荷和预紧力确定螺 栓所受的总拉力 F0,根据螺栓的总拉力 F0计算螺栓的直径 尺寸，以满足螺栓的强度。解题要点：1 .螺栓组受力分析如图所示，载荷 F可分解为横向载荷 FyFcos306000cos30519 6N10轴向载荷 FxFsin306000cos303000N 把 Fx、Fy向螺栓组联接的接合面形心0点处简化，得到倾覆力矩MFx180Fy

23、420(30001805196420)106 N mm显然，该螺栓组联接受横向载荷Fy、轴向载荷Fx和倾覆力矩M三种简单载荷的共同作用。确定受力最大螺栓的轴向工作载荷Fma。在轴向载荷Fx作用下，每个螺栓受到的轴向工作载荷为F3000FPx750 N44而在倾覆力矩 M作用下，上部螺栓进一步受到拉伸， 每个螺栓受到的轴向工作载荷为Fm106210l320 N 24210i142i显然，上部螺栓受力最 大，其轴向工作载荷为FmaxFPFm75032403990 N确定螺栓的预紧力 F1）托架不下滑条件计算预紧力F'。该螺栓组联接预紧后，受轴向载荷 Fx作用时，其接合面间压力为剩余预紧力

24、F，而受倾覆力矩M作用时，其接合面上部压紧力减小，下部压紧力增大，故M对接合面间压紧力的影响可以不考虑。 因此，托架不下滑的条件式为4fFCFyKb 而 FFFmFIKKFpbcKbl 有 4fFKKFpCFybe 所以 FCFyKb1FP 4fKKbc11将已知数值代入上式，可得F5196（1）75010992 N4）接合面不分离条件计算预紧力FpminZFKbFxKbM110 AKbKcAKbKcWIKbM可 得F1FxWA2KKb（式 中 A 接合面面积， A=280X =61 600mm2 W接合面抗弯截面模量，即3280500228036W110 mm6500Z螺栓数目，Z=4。其他

25、参数同前。将已知数值代入上式，可得106F(1)30006160064087 N 103)托架下部不被压溃条件计算预紧力F'。PminZFKbFxKbMIlP AKbKcAKbKcWIZKbMAIFA PxKKWbc得F式中，P为托架材料的许用挤压应力，P=60MPa其他参数同前。将已知数值入上式，可得1106F6061600(1)300061600 6410=921 113 N综合以上三方面计算，取 F =11 000N。122.计算螺栓的总拉力 F0这是受预紧力 F作用后又受轴向工作载荷F作用的紧螺栓联接，故螺栓的总拉力为F0FCbF11000399011798 NCbCm3确定螺

26、栓直径d14式中：为螺栓材料的许用拉伸应力，题给条件知s/S=360/3=120MPa。所以 d1411798 mm120 查 GB/T5780-20XX,取 M1&说明：该题也可先按托架不下滑条件确定预紧力F,然后校核托架上部不分离和托架下部不压溃3. 有一气缸盖与缸体凸缘采用普通螺栓联接，如图所 示。已知气缸中的压力 P在02MPa之间变化，气缸内径 D=500mm螺栓分布圆直径 D0=650mm为保证气密性要求， 残余预紧力 F，螺栓间距 t。螺栓材料的许用拉伸应力 =120MPa许用应力幅 a20MPa选用铜皮石棉垫片，螺栓相 对刚度系数Kb/(KbKc)，试设计此螺栓组联接。

27、解题分析：本题是典型的仅受轴向载荷作用的螺栓组联 接。但是，螺栓所受载荷是变化的，因此应先按静强度计算 螺栓直径，然后校核其疲劳强度。此外，为保证联接的气密 性，不仅要保证足够大的残余预紧力，而且要选择适当的螺 栓数目，保证螺栓间距不致过大。解题要点：1 .初选螺栓数目Z因为螺栓分布圆直径较大，为保证螺栓间距不致过大，所以应选用较多的螺栓，初13取 Z=24。2.计算螺栓的轴向工作载荷F螺栓组联接的最大轴向载荷FQ F=D24p500242105 N螺栓的最大轴向工作载荷 F:10516 N F=Z24FQ3计算螺栓的总拉力 F0F0FFF =45 815 N4. 计算螺栓直径d1444581

28、5mm=120查GB/T5780-20XX,取M3Q 5 .校核螺栓疲劳强度 aKb2F22a20MPaKbKcdl故螺栓满足疲劳强度。6 .校核螺栓间距 实际螺栓间距为tD0Z6502430135mm故螺栓间距满足联接的气密性要求。4.起重卷筒与大齿轮用 8个普通螺栓联接在一起，如 图所示。已知卷筒直径D=4000mm螺栓分布圆直径 D0=500mm 接合面间摩擦系数f=，可靠性系数C=，起重钢索拉力FQ=50000N螺栓材料的许用拉伸应力 =100MPa试设计该螺 栓组的螺栓直径。解题分析：本题是典型的仅受转矩作用的螺栓组联接。于本题是采用普通螺栓联接，是靠接合面间的摩擦力矩来平衡外载荷一

29、一转矩，因此本题的关键是计算出螺栓14所需要的预紧力 F。而本题中的螺栓仅受预紧力F作用，故可按预紧力 F来确定螺栓的直径。解题要点：1 .计算转矩T TFQd4005000010722Nmm2.计算螺栓所需要的预紧力F ZfF得 FDOCT22CT ZfD0将已知数值代入上式，可得2CT2107F50 000 N mmZfD085003 .确定螺栓直径d1413F450000 mm100 查 GB/T5780-20XX,取 M3&讨论：此题也可改为校核计算题，已知螺栓直径，校核其强度。其解题步骤仍然是需先求 F,然后验算ca。d12/4 此题也可改为计算起重钢索拉力FQ已知螺栓直径，

30、计算该螺栓所能承受的预紧力F,然后按接合面摩擦力矩与作用于螺栓组联接上的转矩相平衡的条件，求出拉力FQ即15ZfFDOdCFQ 22 得 FQZfFD0 CD5.下图所示两种夹紧螺栓联接，图a用一个螺栓联接，图b用两个螺栓联接。已知图 a与图b中：载荷 FQ=2000N,轴径d=60mm载荷FQ至轴径中心距离 L=200mm 螺栓中心至轴径中心距离l=50mmb轴与毂配合面之间的摩擦系数f=,可靠性系数C=螺栓材料的许用拉伸应力 =100MPa 试确定图a和图b联接螺栓的直径do解题分析：夹紧联接是借助螺栓拧紧后，毂与轴之间产 生的摩擦力矩来平衡外载荷FQ对轴中心产生的转矩，是螺栓组联接受转矩

31、作用的一种变异，联接螺栓仅受预紧力F的作用。因为螺栓组联接后产生的摩擦力矩是毂与轴之间的 正压力FN来计算，当然该正压力FN的大小与螺栓预紧力 F 的大小有关，但若仍然按照一般情况来计算则会出现错误。在确定预紧力 F与正压力FN的关系时，对于图a可将毂上 K点处视为铰链，取一部分为分离体；而对于图b可取左半毂为分离体。F与FN之间的关系式确定后，再根据轴与毂 之间不发生相对滑动的条件，确定出正压力FN与载荷FQ之间的关系式，将两式联立求解，便可计算出预紧力 F之值， 最后按螺栓接的强度条件式，确定出所需联接螺栓的直径d。解题要点：1 .确定图a联接螺栓直径d计算螺栓联接所需预紧力F将毂上K点视

32、为铰链，轴对毂的正压力为FN,正压力FN产生的摩擦力为fFN。16取毂上一部分为分离体，对K点取矩，则有Fddl2FN2所以FFdN2ld 而根据轴与毂之间不发生相对滑动的条件，则有2fFdN2CFQL 所以FCFQLNfd 从而有 FCFQLfddCFQL2ldf(2ld) 将已知数值代入上式，可得FCFQL200f(2ld)20XX(25060)=20 000N确定联接螺栓的直径 d该联接螺栓仅受预紧力 F作用，故其螺纹小径为 d14420XX0100 mm查GB/T5780-20XX，取M24 2.确定图b联接螺栓直径d (1)计算螺栓联接所需预紧力F17取左半毂为分离体，显然，F &#

33、39; =FN/2。而根据轴与毂之间不发生相对滑动的条件，则有2fFNdCFQL 2 所以FNCFQL fdCFQL fd从而有 F将有关数值代入上式， 可得F20XX200 N =2602fd确定联接螺栓的直径 d该联接螺栓仅受预紧力 F的作用，故其螺纹小径为d144 mm100 查 GB/T5780-20XX,取 M3Q说明：这里查取的联接螺栓直径 d是按第一系列确定的； 若按第二系列，则联接螺栓的直径d为M27。6.图示弓形夹钳用 Tr28 X 5螺杆夹紧工作，已知压力 F=40 000N,螺杆末端直径d0=20mm螺纹副和螺杆末端与工 件间摩擦系数f=。试分析该螺纹副是否能自锁；试计算

34、拧紧力矩To解题要点：GB查得Tr28 X 5梯形螺纹的参数如下：大径d=28mm中径d2=;螺距p=5mm又知该螺纹为单线，即线数np15n=1，所以螺旋升角arctanarctan33416 而当量摩擦d2角varctanfvarctanf cos 18已知f= , B =a/2=15 °,所以得v84937cos15显然v,故该螺纹副能自锁。因为控紧螺杆既要克服螺纹副间的摩擦力矩T1,又要克服螺杆末端与工件间的摩擦T2,故拧紧力矩T= T1+ T2mm112112Nmm2T1Ttan(v)40000tan螺杆末端与工件间的摩擦相当于止推轴颈的 摩擦，其摩擦力矩T211fFd04

35、000020N mm=4000N mm 33 故得 T= T1 +T2=N - mm=152 112 N - mm7.图示为一螺旋拉紧装置，旋转中间零件，可使两端 螺杆A和B向中央移近。从而将被拉零件拉紧。已知：螺杆A和B的螺纹为M16,单线；其材料的许用拉伸应力=80MPa螺纹副间摩擦系数f=。试计算允许施加于中间零件上的最大转矩Tmax,并计算旋紧时螺旋的效率n。解题分析：题给条件可知；旋转中间零件，可使两端螺 杆受到拉伸；施加于中间零件上的转矩T愈大，两端螺杆受到的轴向拉力F愈大；而螺杆尺寸一定，所能承受的最大轴 向拉力Tmax则受到强度条件的限制，因此，对该题求解时 首先应按强度条件式

36、e<,计算出Tmax然后21/4Tmax计算螺纹副间的摩擦 力矩Tlmax;最后求出允许旋转中间零件的最大转矩Tmax。解题要点：计算螺杆所能承受的最大轴向拉力Tmaxe< 21/419得F<d124 =d809 251 NTmax=d124计算螺纹副间的摩擦力矩 Tmax GB196-81查得M16螺纹的参数如下：大径 d=16mm;中径 d2=;螺距 p=2mm;单线，即线数n=1。所以螺旋升角 arctanarctan22847d2而当量摩擦角np12varctanfvarctan 已知f cosf=, B = a /2=30,所以得94935cos30d2 N - m

37、m 2所以varctan 螺纹副间的最大摩 擦力矩 T1max=Tmaxtan(v)9251tan =14 834N - mm计算允许施加于中间零件上的最大转矩Tmax因为施加于中间零件上的转矩要克服螺杆A和B的两种螺纹副间摩擦力矩，故有 Tmax=2 T1max= 2X 14 834=29 668 N mm计算旋紧时螺旋的效率因为旋紧中间零件转一周，做输入功为Tmax2,而此时螺杆A和B各移动1个导程I叩12mm=2mm做有用功为 2Fmaxl，故此时螺旋的效率为2Fmaxl292512%Tmax2296882 20分析计算题1解题要点：F0FCbF1 000 N1 000 N1 500 N

38、CbCmCbFF1CCbmF1 000 1 000 N500 N 或 FF0F1 500N-1 000 N500 N 为保证被连接件间不出现缝隙，则FA 0。CbFF1CCbr得F <F> 0 F1 000 N2 OOON1Cb/CbCm所以Fmax2 000 N2解题要点：计算压板压紧力Fo2fFD0DKsFt 22 得 F400500 N5 333 .N32fD02150确定轴端螺纹直径。di >445 mm mmn 60查GB196- 81，取M16 3 解题要点螺栓组联接受力分析这是螺栓组联接受横向载荷 FR和轴向载荷FQ联合作用 的情况，故可按结合面不滑移计算螺栓所

39、需的预紧力F,按联接的轴向载荷计算单个螺栓的轴向工作载荷F,然后求螺栓的总拉力F0。1）计算螺栓的轴向工作载荷F。根据题给条件，每个螺栓所受轴向工作载荷相等，故有FFQ416 000 N4 000N 42 ）计算螺栓的预紧力 F。于有轴向载荷的作用，接合面间的压紧力为残余预紧力F,故有264fFKsFR而FF1CbCbCmF联立解上述两式，则得FKsFRCb1CC4fbm5 000F N4 000 N13 000 N 43 ）计算螺 栓的总拉力F0。计算螺栓的小径di螺栓材料的机械性能级别为级，其最小屈服极限Smin640 MPa，故其许用拉伸应力所以 di >4解题要点：SminS64

40、0 MPa320 MPa 2414 000 mm mm320计算螺栓允许的最大预紧力Fmax e< 2d1/4得Fmaxd12 4 而 SS360 MPa120 MPa，所以 3Fmax120 N5 N4计算联接允许的最大牵引力FRmaxKsFRmax 2fFmax 得 FRmax5 解题要点：计算螺栓组联接允许传递的最大转矩Tmax该铰制孔用螺栓联接所能传递转矩大小受螺栓剪切强度和配合面挤压强度的制约。因此，可按螺栓剪切强度条件 来计算Tma兀然后校核配合面挤压强度。也可按螺栓剪切强 度和配合面挤压强度分别求出Tmax,取其值小者。本解按第一种方法计算。272fFmax25 N1 N

41、2T <6Dds2/4 得 Tmax3Dds2334011292 N mm8 917 Nmm44校核螺栓与孔结合面间的挤压强度：P2TW P6Ddshmin式中：hmin为配合面最小接触高度，hmin=60mm-35 mm=25 mm P为配合面材料的许用挤压应力，因螺栓 材料的P2大于半联轴器材料的 P1,故取P=P1=100MPa 所 以满足挤压强度。故该螺栓联接允许传递的最大转矩Tmax=8 917 N mm改为普通螺栓联接，计算螺栓小径di1）计算螺栓所需的预紧力 F。按接合面间不发生相对滑移的条件，则有P2Tmax28 917 MPa MPaPlOO MPa6Ddshmin63

42、4011256fFD/2KsTmax所以F2）计算螺栓小径d1od1 >6解题要点：计算允许最大提升载荷 Wmax该螺栓组的螺栓仅受预紧力F作用，螺栓所能承受的最大预紧力为8 917 N65 N 3fD33404465 mm mm 120d12120max N3 N4则根据接合面间不发生相对滑动条件，可得 6fFmaxD0DKsWmax 22所以Wmax确定螺栓直径D063 1806fFmax N2 N150 28接合面间不发生相对滑动条件，可得6fFmaxD0DKsWmax 22所以F6 000150 N6 N296fD06180d1 >446 mm mm120 查 GB 196 81，取 M12结构题参看教材有关内容。