《机械设计基础》教案Word格式.docx

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——螺纹联接

——键联接（平键、花键、楔键）

——可拆的联接————销联接

——弹性环联接

联接————成形联接

——夹紧联接等

——焊接

——不可拆的联接————铆接

——粘接

——过盈配合

在这些联接方式中尤其是以螺纹联接应用最为广泛，各种类型的机器设备中都有这种联接方式，如：

自行车等。

螺纹联接的主要特点：

——构造简单，形式繁多

——联接可靠，具有良好的自锁性能

——装拆方便

——能够承受较大的载荷，如起重设备中的联接

——容易制造：

手工——板牙、丝锥

机械——车制、碾制、铣制、磨制

——价格低廉，选用方便。

标准件

§

7-1螺纹

一、螺纹（螺纹的形成）

将一倾斜角为ψ的直角三角形绕在直径为d2的圆柱体上，其三角形的斜边，便形成一条螺旋线任取一平面图形，使它沿着螺旋线运动，运动时保持此图形通过圆柱体的轴线，就得到螺纹。

二、螺纹的类型和分类

▲按照平面图形的形状：

螺纹分为三角形螺纹、矩形螺纹、梯形螺纹和锯齿形螺纹等。

▲按照螺旋线的旋向：

螺纹分为左旋螺纹和右旋螺纹。

机械制造中一般采用右旋螺纹，有特殊要求时，才采用左旋螺纹。

▲按照螺旋线的数目：

螺纹还分为单线螺纹和多线螺纹，为了制造方便，螺纹的线数一般不超过4。

▲按功能：

联接螺纹；

传动螺纹，调节螺纹，阻塞螺纹等

▲按标准：

公制螺纹，英制螺纹

▲螺纹有内螺纹和外螺纹之分，两者旋合组成螺旋副或称螺纹副。

▲按照母体形状，螺纹分为圆柱螺纹和圆锥螺纹。

三、螺纹的基本参数：

以圆柱螺纹为例，

大径——d、D

中径——d2、D2

小径——d1、D1

线数——n

螺距——P

导程——SS＝nP

螺纹升角——ψ

牙型角——α

牙型斜角——β（牙侧角）

工作高度——H

三、机械制造常用螺纹

（一）三角形螺纹

主要有：

普通螺纹、管螺纹

▲普通三角形螺纹——多用于紧固联接，α＝60°

以大径d为公称直径。

粗牙——使用最广，精度等级分为1、2、3

细牙——精度等级分为1、2、2a、3

1-用于配合精度要求较高、防止振动等重要联接

2-用于受载较大或变载荷的联接

3-用于一般联接

——粗牙与细牙螺纹的比较：

在相同直径下，粗牙螺距大，牙的强度高，但有效截面直径小

细牙螺距小，牙的强度小，不耐磨，容易滑丝，但螺纹升角小，自锁性能好，小径大、强度高，多用于不经常拆卸、薄壁零件联接，或受变载荷作用的联接，以及仪器中用于薇调螺纹。

▲管螺纹——用于紧密联接。

管联接螺纹一般有四种：

——α＝60°

的普通细牙圆柱管螺纹

——α＝55°

的圆柱管螺纹

以上两种广泛用于水、煤气、润滑管路等低压系统中

的圆锥管螺纹

以上两种用于不用加填料即能保证紧密性而且能够旋合迅速，对紧密性要求较高的高压系统中

（二）其他螺纹

—一般用于传动

1、矩形螺纹β＝0°

效率高，定心差，强度低，不易切削

2、梯形螺纹和锯齿形螺纹：

为了减少摩擦和提高效率，这两种螺纹的牙侧角都比三角形螺纹的小得多，而且有较大的间隙以便贮存润滑油。

梯形螺纹的牙侧角β＝15°

，比矩形螺纹容易切削。

当采用剖分螺母时还可以消除因磨损而产生的间隙，因此应用较广。

锯齿形螺纹工作面牙侧角β＝3°

，效率比梯形螺纹高，但只适用于承受单方向的轴向载荷。

7-2螺旋副的受力分析、效率和自锁

一、矩形螺纹（β＝0）

螺旋副在力矩和轴向载荷作用下的相对运动，可看成作用在中径的水平力F推动滑块（重物）沿螺纹运动。

如图所示。

将矩形螺纹沿中径d2展开可得一斜面，图中

ψ——为螺纹升角

Fa——为轴向载荷

F——为作用于中径处的水平推力

Fn——为法向反力

FFn——为摩擦力

F——为摩擦系数

ρ——为摩擦角。

▲当滑块沿斜面等速上升时：

Fa为阻力，F为驱动力。

因摩擦力向下，故总反力FR与Fa的夹角为ψ＋p

由力的平衡条件可知，FR、F和Fa三力组成力多边形，由图可得

作用在螺旋副上的相应驱动力矩

▲当滑块沿斜面等速下滑时：

轴向载荷Fa变为驱动力，而F变为维持滑块等速运动所需的平衡力，由力多边形可得

作用在螺旋副上的相应力矩

▲当滑块沿斜面等速下滑时求出的F值可为正，也可为负。

——当斜面倾角ψ大于摩擦角ρ时，滑块在重力作用下有向下加速的趋势。

这时由式求出的平衡力F为正，方向如图所示。

它阻止滑块加速以便保持等速下滑，故F是阻力（支持力）

——当斜面倾角ψ小于摩擦角P时，滑块不能在重力作用下自行下滑，即处于自锁状态，这时由式求出的平衡力F为负，其方向与图相反（即F与运动方向成锐角）F为驱动力。

它说明在自锁条件下，必须施加驱动力F才能使滑块等速下滑。

二、非矩形螺纹（β≠0）

非矩形螺纹是指牙侧角β≠0的三角形螺纹、梯形螺纹和锯齿形螺纹。

由对比图可知，

若略去螺纹升角的影响，在轴向载荷Fa作用下，非矩形螺纹的法向力比矩形螺纹的大。

若把法向力的增加看作摩擦系数的增加，则非矩形螺纹的摩擦阻力可写为

式中f’——为当量摩擦系数，即

式中p’——为当量摩擦角；

β为牙侧角。

因此，f改为f’、p改为p’，就可像矩形螺纹那样对非矩形螺纹进行力的分析。

▲当滑块沿非矩形螺纹等速上升时，可得水平椎力

相应的驱动力矩

▲当滑块沿非矩形螺纹等速下滑时，可得

可得相应的力矩为

与矩形螺纹分析相同，若螺纹升角ψ小于当量摩擦角ρ’，则螺旋具有自锁特性，如不施加驱动力矩，无论轴向驱动力Fa多大，都不能使螺旋副相对运动。

考虑到极限情况，非矩形螺纹的自锁条件可表示为

为了防止螺母在轴向力作用下自动松开，用于联接的紧固螺纹必须满足自锁条件。

以上分析适用于各种螺旋传动和螺纹联接。

归纳起来就是：

△当轴向载荷为阻力，阻止螺旋副相对运动时：

相当于滑块沿斜面等速上升

例如车床丝杆走刀时，切削力阻止刀架轴向移动；

螺纹联接拧紧螺母时，材料变形的反弹力阻止螺母轴向移动；

螺旋千斤顶举升重物时，重力阻止螺杆上升。

△当轴向载荷为驱动力，与螺旋副相对运动方向一致时：

相当于滑块沿斜面等速下滑

例如旋松螺母时，材料变形的反弹力与螺母移动方向一致；

用螺旋千斤顶降落重物时，重力与下降方向一致。

▲螺旋副的效率：

——是有效功与输人功之比。

若按螺旋转动一圈计算，输人功为2πT，此时升举滑块（重物）所作的有效功为Fa·

S，

故螺旋副的效率为：

由上式可知，当量摩擦角p’＝arctgf’一定时，效率只是螺纹升角ψ的函数。

由此可绘出效率曲线。

取

，可得当ψ＝45°

一ρ’/2时，效率最高。

由于过大的螺纹升角制造困难，且效率增高也不显著，所以一般ψ角不大于25°

用于联接的螺纹升角，一般都较小。

7-3螺纹联接的基本类型及预紧和放松

一、螺纹联接的基本类型

1、螺栓联接——拧紧的螺栓联接称为紧联接，不拧紧的称为松联接。

——特点和应用：

无需在被联接件上切制螺纹，使用不受被联接件材料的限制。

构造简单，装拆方便，应用最广。

用于可制通孔的场合

根据受力状况可分为：

1）受拉螺栓联接：

——制造和装拆方便，应用广泛

2）铰制孔螺栓联接：

螺栓受剪

——多用于板状件的联接，有时兼起定位作用。

2、双头螺柱联接

双头螺柱联接座端旋人并紧定在被联接件之一的螺纹孔中，用于被联接件之一较厚或受结构限制而不能用螺栓或希望联接结构较紧凑的场合。

3、螺钉联接

螺钉联接不用螺母，而且能有光整的外露表面，应用与双头螺柱联接相似，但不宜用于时常装拆的联接，以免损坏被联接件的螺纹孔。

4、紧定螺钉联接

旋入被联接件之一的螺纹孔中，其末端顶住另一被联接件的表面或顶入相应的坑中，以固定两个零件的相互位置，并可传递不大的力或转矩。

二、螺纹紧固件标准件

螺纹紧固件的品种很多，大都已标准化，其规格、型号均已系列化，可直接到五金商店购买。

1．螺栓

螺栓的头部形状很多，最常用的有六角头和小六角头两种。

2．双头螺柱

双头螺柱，旋入被联接件螺纹孔的一端称为座端，另一端为螺母端，其公称长度为L。

3．螺钉、紧定螺钉

螺钉、紧定螺钉的头部有内六角头、十字槽头等多种形式，以适应不同的拧紧程度。

紧定螺钉末端要顶住被联接件之一的表面或相应的凹坑，其末端具有平端、锥端、圆尖端等各种形状。

4．螺母

螺母的形状有六角形、圆形等。

六角螺母有三种不同厚度，薄螺母用于尺寸受到限制的地方，厚螺母用于经常装拆易于磨损之处。

圆螺母常用于轴上零件的轴向固定。

5．垫圈

垫圈的作用是增加被联接件的支承面积以减小接触处的压强（尤其当被联接件材料强度较差时）和避免拧紧螺母时擦伤被联接件的表面。

普通垫圈呈环状，有防松作用的垫圈为弹性垫圈。

普通用的螺纹紧固件，按制造精度分为粗制、精制两类。

粗制的螺纹紧固件多用于建筑，

国家标准规定螺纹紧固件按机械性能分级。

——螺栓、螺柱、螺钉的性能等级分为十级

三、螺栓联接的拧紧

对于大多数螺纹联接来说，螺纹联接在装配时都必须拧紧，将螺母拧紧——预紧

预紧后产生的拉（压）力称为——预紧力Fo

预紧力的大小的影响：

——拧紧联接能增强联接的刚性、紧密性和防松能力。

——对于受拉螺栓联接，还可提高螺栓的疲劳强度；

——对于受剪螺栓联接，有利于增大联接中的摩擦力。

1、拧紧力矩（扳手力矩）——T

拧紧螺母时，需要克服螺纹副的螺纹力矩T1和螺母的承压面力矩T2，因此拧紧力矩

T=T1＋T2

即：

式中：

Fa——为轴向力，对于不承受轴向工作载荷的螺纹，Fa＝Fo

D2——为螺纹中径

fc——为螺母与被联接件支承面之间的摩擦系数，无润滑时可取fc＝0．15；

rf——为支承面摩擦半径。

rf≈（dw＋do）/4，其中dw为螺母支承面的外径，do为螺栓孔直径。

对于M10～M68的粗牙螺纹，若取f’＝tgP’＝0.15，fc＝0．15，则上式可简化为

d为螺纹公称直径，mm；

Fo为预紧力，N

Fo值是由螺纹联接的要求来决定的。

为了充分发挥螺栓的工作能力和保证预紧可靠，螺栓的预紧应力一般可达材料屈服极限的50％～70％。

2、拧紧力矩的控制

拧紧是联接的需要，但拧的过紧也是不适当的。

如：

用长度为直径15倍的扳手，在20公斤力的作用下，产生的拧紧力是1500kg。

所以小直径的螺栓装配时应施加小的拧紧力矩，否则就容易将螺栓杆拉断。

因此：

▲对重要的有强度要求的螺栓联接，如无控制拧紧力矩的措施，不宜采用小于M12的螺栓。

▲控制拧紧力矩方法：

通常螺纹联接拧紧的程度是凭工人经验来决定的。

为了能保证装配质量，重要的螺纹联接应按计算值控制拧紧力矩。

例如：

使用测力矩扳手或定力矩扳手

——装配时测量螺栓的伸长，规定开始拧紧后的扳动角度或圈数。

——对于大型联接，还可利用液力来拉伸螺栓，或加热使螺栓伸长到需要的变形量再把螺母拧到与被联接件相贴合。

——近年来发展了利用微机通过轴力传感器拾取数据并画出预紧力与所加拧紧力矩对应曲线的方法。

由于摩擦系数不稳定和加在扳手上的力难于准确控制，有时可能拧得过紧而使螺栓拧断。

因此，对于要求拧紧的强度螺栓联接应严格控制其适度的拧紧力，并不宜用小于M12～M16的螺栓。

四、螺纹联接的防松

在静载荷下，螺纹联接能满足的自锁条件为ψ＜ρ。

螺母、螺栓头部等承压面处的摩擦也有防松作用。

但在冲击、振动或变载荷下，或当温度变化大时，联接有可能松动，甚至松开，这就容易发生事故。

所以在设计螺纹联接时，必须考虑防松问题。

▲防松的根本问题在于防止螺纹副相对转动。

具体的防松装置或方法很多，就工作原理来看，可分为

——利用摩擦

——直接锁住

——破坏螺纹副。

举例说明见表6.2。

7-4螺栓联接的受力分析和强度计算

▲失效形式

静载荷作用下——螺栓的损坏多为螺纹部分的塑性变形和断裂。

变载荷作用下——螺栓的损坏多为栓杆部分的疲劳断裂。

根据统计：

发生在从传力算起第一圈旋合螺纹处的约占65％；

光杆与螺纹部分交接处的约占20％；

螺栓头与杆交接处的约占15％。

如果螺纹精度低或联接时常装拆，很可能发生滑扣现象。

▲计算准则

对于受拉螺栓——σ≤[σ]

对于受剪螺栓——τ≤[τ]；

σP≤[σP]

对于受复合应力作用的螺栓——σe≤[σe]

一、松螺栓联接

在螺栓强度计算中，螺栓螺纹部分危险截面的面积要用计算直径dc计算，此直径可根据螺栓拉断截面状况归纳出的经验公式确定：

dc＝d1－H/6

式中dl一螺纹小径

H——螺纹牙形的三角形高度

作近似计算时dl≈dc

这种联接只能受静载荷。

如图示，螺栓在工作时只受拉力Fa，

不计被联接件自重时，则

其螺纹部分的强度条件为：

4Fa/（πd12）≤[σ]

式中[σ]一松联接螺栓的许用拉应力。

二、紧螺栓联接

1、受横向工作载荷的螺栓联接

受横向工作载荷的螺栓联接可采用普通螺栓联接和铰制孔

螺栓联接两种方式。

▲若采用普通螺栓联接——靠接合面间的摩擦力传力

由于预紧，螺栓受预紧力Fa作用

由Fa作用产生的拉应力：

σ=4F/（πdc2）

由螺纹力矩T1作用产生的剪应力：

τ=T1/Wn

Wn=（πd13）/16；

螺栓材料是塑性的，可根据第四强度理论计算螺纹部分强度。

σc＝

取M10～M68三角形螺纹的d2、d1和ψ的平均值，并取tgρ’＝f’＝0.15，代人上式，得：

τ≈0.5σ

得螺栓螺纹部分的强度条件为：

——校核式

F´

=Fo——设计式

▲预紧力Fo的计算

当采用受拉螺栓联接时，螺栓只受预紧力力，靠接合面间的摩擦来传递载荷。

假设各螺栓联接接合面的摩擦力相等并集中在螺栓中心处，则根据板的平衡条件得:

fF0mZ＝CFR或F0＝CFR/fmz

式中f——接合面摩擦系数，

对于钢铁零件，当接合面干燥时，f＝=0．10～0．15；

当接合面沾有油时，f＝0．06～0．10；

m——接合面数；

z——螺栓数目；

C——考虑摩擦传力的可靠系数，C＝1．l～1．3

▲靠接合面间的摩擦来传递载荷所存在的问题：

由上式：

若z＝1、m＝1，并取f＝0．15，C＝1．2，则F0＝8F

由此可见，这种联接的主要缺点是所需的预紧力很大，为横向载荷的很多倍。

若采用高强度螺栓可在很大程度上克服这一缺点。

也可以采取其他办法来解决，如

——增大接合面间的粗糙度

——加套筒

——加键

——加销等

▲若采用铰制孔螺栓联接：

——靠螺栓受剪和螺栓与被联接件相互挤压时的变形来传递载荷。

由于拧紧，联接中有预紧力和摩擦力，但一般忽略不计。

假设各螺栓所受的工作载荷均为FS，则根据板的静力平衡条件得：

zFS=FR或FS=FR/z

2、受轴向工作载荷的紧螺栓联接

如图所示的缸体与缸盖，用Z个螺栓呈圆形布置联接，设缸体内的压强为p，缸体内直径为D，则

每个螺栓所承受的工作载荷为：

F=p·

πD2/4Z

受轴向工作载荷的螺栓联接中，螺栓实际承受的总拉伸载荷Fa，不等于预紧力F0与FE之和。

如图所示，这种联接拧紧后螺栓受预紧力F’，工作时还受到轴向工作载荷F的作用。

设：

螺栓和被联接件都是弹性体，联接中各零件受力关系属静不定问题。

现以工作载荷作用在螺栓头部和螺母的承压面的情况为例，分析如下。

一般情况下，螺栓的总拉力Fa并不等于F’与F之和。

当应变在弹性范围之内时，各零件的受力可根据静力平衡和变形协调条件求出。

A）、由图b——拧紧后，根据静力平衡条件，螺栓所受拉力应与被联接件所受压力大小相等，均为F’。

以C1和C2分别表示螺栓和被联接件的刚度，

则螺栓伸长量：

——δ1=F’/C1（做受力和变形关系图）

被联接件缩短量：

——δ2=F’/C2（做受力和变形关系图）

为了便于分析，将二者的受力和变形关系图合并

B）由图c——螺栓受工作载荷时的情况。

这时，螺栓总拉力为F0，拉力增量为F0一F’，螺栓的伸长增量为Δδ1；

被联接件随之放松，其压力减小为剩余预紧力F”，压力减量为F’一F”，被联接件的缩短减量为Δδ2。

根据螺栓的静力平衡条件得

F0=F＋F”

——既螺栓总拉力为工作载荷与被联接件给它的剩余预紧力之和。

根据螺栓与被联接件变形与协调条件有：

Δδ1=Δδ2

Δδ1=（F0一F’）/C1=（F＋F”＋F’）/C1；

Δδ2=（F’一F”）/C2代入的：

C1/（C1+C2）—相对刚度系数

由上式可见：

螺栓总拉力为预紧力加上部分工作载荷之和。

F0与相对刚度系数有关：

当C2＞＞C1时，F0≈F’；

当C2＜＜C1时，F0≈F’＋F

相对刚度系数的大小与螺栓和被联接件的材料、结构、尺寸，以及载荷作用位置、垫片因素有关

——被联接件为钢铁时，一般可根据垫片材料不同，采用下列数据：

金属：

0.2～0.3；

皮革：

0.7；

铜皮石棉：

0.8；

橡胶：

0.9。

C）由图d——当载荷F过大时，联接出现缝隙，这是不允许的。

显然，F”应大于零。

以保证联接的刚性或紧密性。

下列数据可供选择F”时参考：

——F无变化时：

F”＝（0．2～0．6）F；

——F有无变化时：

F”＝（0．6～1．0）F；

——压力容器的紧密联接：

F”＝（1．5～1．8）F；

且应保证密封面的剩预紧压力大于压力容器的工作压力

——设计时，通常在求出F后，即可根据联接的工作要求选择F”，然后求出F0，计算螺栓的强度；

至于为保证剩预紧力F”所需的预紧力F’，则可由上式求出。

——当F和F’已知时，可用上式求FO。

再求F”，以检查是否达到需要值。

同理，根据第四强度理论，螺纹部分的强度条件为：

4×

1.3F0/（πdc2）≤[σ]——校核式

7-5螺栓的材料和许用应力

一．材料

螺纹紧固件的材料是多种多样的，以满足不同行业不同用途的需要。

常用的有：

Q215、Q235、10、35和45钢，对于承受冲击、振动的，可以采用高强度材料，如15Cr、40Cr、30CrMnSi等，用作其它特殊用途的可以采用特殊材料，例如不锈钢等。

二．许用应力

1．铰制孔螺栓联接

铰制孔螺栓承受横向载荷时，许用应力可按以下方法选择。

许用剪应力：

（静载荷）

或

（变载荷）

许用挤压应力：

（静载荷，被联接件为钢）

或

（静载荷，被联接件为铸铁）‘变载荷时，

要在以上结果的基础上乘以0.7～0.8。

2．普通螺栓联接

对于普通螺栓联接，受横向载荷和轴向载荷时的许用应力，当控制预紧力时可取为

；

不控制预紧力时，螺栓的许用应力可以用下式求得：

S为安全系数，可以根据其公称直径在教材中选择。

7-6提高螺栓联接强度的措施

一、影响螺栓联接强度的因素

影响螺栓强度的因素很多，有材料、结构、尺寸参数、制造和装配工艺等。

就其影响而言，涉及到螺纹牙受力分配、附加应力、应力集中、应力幅、材料、机械性能、制造工艺等方面。

二、提高螺栓联接强度的措施

由于受拉螺栓的损坏多属于疲劳性质，所以提高螺栓联接强度的措施主要是从降低螺栓的负担（实际应力）和提高其能力（主要是抗疲劳破坏能力）这两方面着手

1、降低螺栓总拉伸载荷的变化范围

在工作载荷和剩余预紧力不变时

——减小螺栓刚度或增大被联接件的刚度：

使螺栓拉力变化幅减小

减小螺栓刚度的措施有：

★适当增大螺栓的长度；

★部分减小栓杆直径或作成中空的结构一柔性螺栓。

柔性螺栓受力时变形量大，吸收能量作用强，也适于承受冲击和振动；

★在螺母下面安装弹性元件（图6.21当工作载荷由被联接件传来时，由于弹性元件的较大变形，也能起到柔性螺栓的效果）

增大被联接件的刚度的措施：

★不用刚度小的垫片。

图6．22所示的紧密联接，就以用密封环为佳。

2、改善螺纹牙的受力分配

▲原因：

由于螺母与螺栓受力后的螺距变化不同，即使是制造和装配精确的螺栓和螺母，传力时其旋合各圈螺纹牙的受力也不是均匀的。

螺母与螺栓在旋合的第1圈处的受力为Fo的1/3，（这也是为什么在此处多发生疲劳断裂的原因）参看图示可知

受拉螺栓与受压螺母组合，其结果是

——螺栓杆拉力自下而上由F递减为零，并通过螺纹牙传给了螺母；

——螺母体压力则自上而下由零递增为F。

——螺栓受拉，螺距增大；

——而螺母受压，螺距减小。

由螺纹牙、栓杆和母体的变形协调条件可知，这种螺纹螺距变化差主要靠旋合各圈螺纹牙的变形来补偿。

由图可知，从传力算起的第一圈螺纹变形最大，因而受力也最大，以后各圈递减。

旋合圈数越多，受力不均匀程度也越显著，到第8～10圈以后，螺纹牙几乎不受力。

因此，采用加高螺母以增加旋合圈数，对提高螺栓强度并没有多少作用。

▲措施：

为了使螺纹牙受力比较均匀，可用下述方法

——改进螺母结构：

l）悬置螺母：

使母体和栓杆的变形一致，以减少螺距变化差，可提高螺栓疲劳强度达40％；

2）内斜螺母：

可减小原受力大的螺纹牙的刚度而把力分移到原受力小