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1、第十章 联 接,联 接,可拆联接不可拆联接,螺纹联接、键联接、销联接,焊接、铆接、粘接,重点讨论螺旋副的受力分析、螺栓联接的强度计算、螺纹联接、键联接,第十章 联 接,联接,螺纹联接,键联接,螺旋传动,销联接,螺纹参数,螺旋副的受力分析、效率,常用螺纹,常用螺纹联接的类型,螺纹紧固件,预紧和防松,强度计算,材料的许用应力,提高螺栓联接强度的措施,第一节 螺纹参数,螺纹旋向常用右旋，特殊要求时用左旋,粗牙螺纹用于一般联接细牙螺纹d1大、强度大、自锁性好，常用于变载荷,第一节 螺纹参数,第一节 螺纹参数,按照螺纹母体形状分为圆柱螺纹和圆锥螺纹。以圆柱螺纹为例，说明其参数。,d 螺纹大径，公称直径,
2、d1 螺纹小径,d2 螺纹中径,p 螺距,s 导程，s=np,螺纹升角,n 螺纹线数,牙型角、对于对称牙形角,tg=,第二节 螺旋副的受力分析、效率和自锁,一、矩形螺纹（=0）,第二节 螺旋副的受力分析、效率和自锁,拧紧螺母时可将螺母看作一滑块，在扭矩T作用下，克服重力及摩擦阻力沿螺纹等速上升。如图（10-4b）FR为Fn与fFn的合力。Fa、FR与F三个力平衡。则有：,F=Fatg(+）10-2a,作用力矩 10-2b,旋转螺母一周输入的驱动功为,升举螺母作的有效功,效率 10-8,第二节 螺旋副的受力分析、效率和自锁,当滑块沿斜面等速下滑时，轴向载荷Fa为驱动力，而F为维持滑块等速运动所需
3、的平衡力。10-3a 作用在螺旋副上的相应力矩 10-3b,松脱螺母时（等速下滑）,式(10-3a)求出的F值可为正，也可为负。当斜面倾角大于摩擦角时，滑块在重力作用下有下降的趋势。,第二节 螺旋副的受力分析、效率和自锁,若 则为负值或等于零。这表明若在驱动力作用下滑块等速下滑，必须加一反方向的水平拉力，若不加拉力，则不论轴向力Fa 有多大，滑块也不会沿斜面自行下滑。即不论 Fa 有多大，螺母都不会自行松脱，这种现象称为自锁。螺旋副的自锁条件为：摩擦角=arctg f。,二、非矩形螺纹 非矩形螺纹是指牙侧角0的三角形螺纹、梯形螺纹和锯齿形螺纹。,第二节 螺旋副的受力分析、效率和自锁,二、非矩形
4、螺纹,第二节 螺旋副的受力分析、效率和自锁,比较矩形螺纹和三角螺纹的受力（忽略升角的影响）,三角螺纹的摩擦力：,牙型斜角,f 当量摩擦系数，,当量摩擦角,用 f、代替 f、，得到三角螺纹的受力及效率公式：,螺纹力矩：,自锁条件：,螺纹副效率：,第二节 螺旋副的受力分析、效率和自锁,当量摩擦角（=arctgf）一定时，效率只是螺旋升角的函数。取，可得当=45 时效率最高。由于过大的螺旋升角制造困难，且效率增高也不明显，所以一般角不大于25。,第二节 螺旋副的受力分析、效率和自锁,第三节 机械制造常用螺纹,螺纹牙型,三角螺纹,管螺纹,普通螺纹,矩形螺纹,梯形螺纹,锯齿型螺纹,粗牙螺纹应用最广细牙螺
5、纹的升角小、小径大，自锁性能好、强度高，但不耐磨、易滑扣。它适用于薄壁零件、受动载荷的联接和微调机构。,第三节 机械制造常用螺纹,管螺纹一般有四种，除了用普通细牙螺纹外，还有三种：非螺纹密封的管螺纹和60圆锥管螺纹。管螺纹的公称直径是管子的公称通径。,第三节 机械制造常用螺纹,第三节 机械制造常用螺纹,表10-2细牙普通螺纹基本尺寸 mm,第三节 机械制造常用螺纹,第三节 机械制造常用螺纹,例10-1 试计算粗牙普通螺纹M10和M30的螺旋升角，并说明在静载荷下这两种螺纹能否自锁（已知摩擦系数f=0.10.15）。解(1)螺旋升角 由表10-1查得M10的螺距P=1.5mm，中径d2=9.02
6、6mm；M30的螺距P=3.5mm，d2=27.727mm。对于M10对于M30,第三节 机械制造常用螺纹,(2)自锁性能 普通螺纹的牙侧角 30,按摩擦系数 f=0.1计算，相应的当量摩擦角为,，能自锁。单线普通螺纹的升角约在1.53.5之间，远小于当量摩擦角，因此在静载荷下都能保证自锁。,第四节 螺纹联接的基本类型及螺纹紧固件,一、螺栓联接的基本类型,第四节 螺纹联接的基本类型及螺纹紧固件,紧定螺钉常用来固定两个零件的相对位置，并可传递不大的力或转矩。,第四节 螺纹联接的基本类型及螺纹紧固件,二、螺纹紧固件包括螺栓、双头螺柱、螺钉、紧定螺钉、螺母、垫圈等。此类零件品种很多，大多已标准化。,
7、第五节 螺纹联接的预紧和防松,第五节 螺纹联接的预紧和防松,1、螺纹联接的预紧,预紧的目的,防止联接松脱，增强可靠性,被联接件接合面具有足够的紧密性,使接合面产生摩擦力，以承受横向载荷,拧紧力矩 T：T=T1+T2,T1克服螺旋副相对转动的阻力矩T2螺母支撑面上的摩擦阻力矩,fc为螺母与被联接件支撑面之间的摩擦系数rf支撑面摩擦半径,第五节 螺纹联接的预紧和防松,二、螺纹联接的防松,对于M10M68的普通粗牙螺纹：取 f=tg=0.15及 fc=0.15，则式(10-9)可简化为 T0.2Fad Nmm(10-10),了解：1）为什么要防松？2）防松的原理；3）防松零件的装配方法,第五节 螺纹
8、联接的预紧和防松,第五节 螺纹联接的预紧和防松,第五节 螺纹联接的预紧和防松,例10-2 已知M12螺栓用碳素钢制成，螺纹间的摩擦系数f=0.10，螺母与支撑面间的摩擦系数fc=0.15，螺母支撑面外径dw=16.6mm，螺栓孔直径d0=13mm，欲使螺母拧紧后螺杆的拉应力达到材料屈服极的50%，求施加的拧紧力矩，并验算其能否自锁。,第五节 螺纹联接的预紧和防松,解 1、求当量摩擦系数和摩擦角,2、求螺纹升角由表10-1查M12螺纹，P=1.75mm，d2=10.863mm，d1=10.106mm,第五节 螺纹联接的预紧和防松,3、求螺杆总拉力（预紧力）Fa4、求拧紧力矩,第六节 螺栓联接的强
9、度计算,螺栓的主要失效形式有：螺栓杆拉断；螺纹的压溃和剪断；经常装拆时会因磨损而发生滑扣现象。一、松螺栓联接松螺栓联接装配时不需要拧紧，承载前不受力，工作时只受轴向静载荷（拉应力破坏）。其强度条件：,螺纹小径，mm,许用应力，MPa,第六节 螺栓联接的强度计算,例10-3 如图10-16所示，已知Fa=25KN载荷，吊钩材料为35钢，许用应力=60MPa，试求吊钩尾部螺纹直径。解 由式(10-11)得螺纹小径由表10-1查得公称直径 d=27mm时，其小径为d1=23.752mm，比根据强度计算求得的小径d1值略大，合适。故吊钩尾部螺纹可采用M27。,第六节 螺栓联接的强度计算,二、紧螺栓联接
10、紧螺栓联接装配时需要拧紧，在工作状态下可能还需要补充拧紧。设拧紧螺栓时螺杆承受的轴向拉力为Fa（不承受轴向工作载荷的螺栓，Fa 即预紧力）。螺栓的危险截面（螺纹小径d1处）受拉应力和由拧紧螺纹力矩T1所引起的剪应力。,第六节 螺栓联接的强度计算,对于M10M68普通螺纹，取d2、d1和的平均值，并取tg=f=0.15，得0.5。按照第四强度理论（最大变形能理论），当量应力e为：故螺栓螺纹部分的强度条件为(10-12),图10-17所示为螺栓的真实危险截面，精确计算时可按此截面计算。真实危险截面的计算面积可在机械工程手册第27章查取。,第六节 螺栓联接的强度计算,1、受横向载荷的螺栓强度图10-
11、18所示，外载荷F与螺栓轴线垂直，螺栓于孔之间留有间隙。预紧力Fa将被联接件压紧，外载荷靠被联接件接合面间的摩擦力来传递。,第六节 螺栓联接的强度计算,接合面之间的最大摩擦力必需大于外载荷F，才能防止被联接件之间发生相对滑动。(10-13)式中：F0为预紧力；C为可靠性系数，C=1.11.3；m为接合面数目；f为接合面摩擦系数，f=0.10.15。求出 Fa值后，由式(10-12)计算螺栓强度。从式(10-13)来看，当f=0.15、C=1.2、m=1时，F08F。即预紧力应为横向载荷的8倍，所以螺栓联接靠摩擦力来承担横向载荷时，必然时螺栓的直径很大。这样既不经济，又增加了重量。,第六节 螺栓
12、联接的强度计算,为避免上述缺点，可用键或销来承担横向载荷这样螺栓只起联接作用。图(10-19)。此外也可以用铰制孔螺栓来承受横向载荷。图(10-20)。这些减载装置中的键、销、套筒、和铰制孔螺栓可按受剪切和受挤压进行强度校核计算。许用剪应力和许用挤压应力p见表10-6。,第六节 螺栓联接的强度计算,2、受轴向工作载荷的螺栓强度在图10-21所示的压力容器端盖螺栓联接中，设压力容器内压为p，z个相同直径的螺栓均布在直径为D0的圆周上，每个螺栓平均承受的轴向工作载荷,在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并不等于预紧力F0与FE之和。,第六节 螺栓联接的强度计算,图a螺母未拧紧
13、，两接合面刚好接触。,图b螺母已拧紧，产生预紧力F0而伸长了b0；被联接件受到压缩力F0而缩短了c0。此时未加轴向的工作载荷。,图c是在图b情形的基础上再加上轴向的工作载荷FE。,第六节 螺栓联接的强度计算,图b螺母已拧紧，产生预紧力F0而伸长了b0；被联接件受到压缩力F0而缩短了c0.图c是在图b情形的基础上再加上轴向的工作载荷FE。,第六节 螺栓联接的强度计算,此时螺栓又伸长，则其总伸长量为1+，相应的拉力就是螺栓的总拉伸载荷Fa，同时，被联接件随着螺栓的伸长而弹回，其压缩量减少了而成为c0-，与此对应的压力就是残余预紧力FR。工作载荷FE和残余预紧力FR一起作用在螺栓上，所以螺栓的总拉伸
14、载荷为 Fa=FE+FR螺栓刚度被联接件 刚度,第六节 螺栓联接的强度计算,紧螺栓联接应能保证被联接件的接合面不出现缝隙，因此残余预紧力FR应大于零。当工作载荷FE没有变化时，可取FR=(0.20.6)FE，当FE有变化时FR=(0.61.0)FE；对于有紧密性要求的联接（如压力容器的螺栓联接），FR=(1.51.8)FE。各力之间的关系以及被联接件刚度对这些力的影响。,第六节 螺栓联接的强度计算,第六节 螺栓联接的强度计算,第七节 螺栓材料的许用应力,第七节 螺栓材料的许用应力,例10-4 一钢制液压油缸，油缸壁厚为10mm，油压p=1.6MPa，D=160mm，试计算其上盖的螺栓联接和螺栓
15、分布圆直径D0。,解(1)决定螺栓工作载荷FE 暂取z=8，则每个螺栓承受的平均轴向工作载荷FE,(2)决定螺栓总拉伸载荷Fa 对于压力容器取残余预紧力FR=1.8，则由式(10-14)可得,第七节 螺栓材料的许用应力,(3)求螺栓直径 选取螺栓材料为45钢，=355MPa(9-1)，装配时不要求严格控制预紧力，按表10-7暂取安全系数S=3，螺栓许用应力为由式(10-12)的螺纹小径为查表10-1，取M16螺栓(d1=13.835mm)，按表10-7可知所取安全系数S=3是正确的。,第七节 螺栓材料的许用应力,(4)决定螺栓分布直径螺栓置于轮缘中部。从图10-9可以决定螺栓分布圆直径D0为螺
16、栓间距为由第143页的注脚可知，当p1.6MPa时，l7d=716=112mm，所以选取的D0和z是合适的。,第八节 提高螺栓联接强度的措施,螺栓联接承受轴向变载荷时，其破坏形式多为螺栓杆部分的疲劳断裂，通常发生在应力集中较严重的部位，即螺栓头部、螺纹收尾和支承平面所在的螺纹。一、降低螺栓总拉伸载荷Fa的变化范围减小螺栓刚度（减小光杆部分直径或 采用空心螺杆）增大被联接件的刚度（采用垫片或o形密封圈）,第八节 提高螺栓联接强度的措施,第八节 提高螺栓联接强度的措施,二、改善螺纹牙间的载荷分布采用普通螺母时，轴向载荷在旋合螺纹各圈的分布是不均匀的，从螺母支承面算起，第一圈受载荷最大，以后逐圈递减
17、。理论分析和实验证明，旋合圈数越多，载荷分布不均匀的程度也越显著，到第810圈以后，螺纹几乎不受载荷。,第八节 提高螺栓联接强度的措施,三、减小应力集中方法：增大过渡圆角、切卸载槽。,第八节 提高螺栓联接强度的措施,四、避免或减小附加应力,第八节 提高螺栓联接强度的措施,除上述方法以外，在制造工艺上采取冷镦头部和辗压螺纹的螺栓，其疲劳强度比车制螺纹的螺栓高30%，氰化、氮化和喷丸等表面硬化处理也能提高疲劳强度。,第九节 螺旋传动,一、用途将回转运动转换成直线运动。二、类型1、传力螺旋 以传递动力为主，要求用较小的转矩转动螺旋或螺母，从而使螺母或螺旋产生轴向运动和较大的轴向力。工作特点：一般间歇
18、工作，每次工作时间较短，速度不高。（如千斤顶、压力机等）2、传导螺旋 以传递运动为主，工作速度较高，工作时间较长，且要求较高的运动精度。（如车床丝杠）,第九节 螺旋传动,3、调整螺旋 用于调整、固定零件或部件间的相对位置，一般不在工作载荷下转动。,第九节 螺旋传动,三、失效形式1、由于螺旋副在工作时有很大的压力和相对滑动，因此螺纹牙间的磨损是主要失效形式。2、传力螺杆的折断。3、发生纵向弯曲失稳（压杆稳定问题）4、不自锁（对有自锁要求的螺旋传动）四、耐磨性计算影响磨损的因素很多，目前还没有完善的计算方法，对于螺旋传动，如果螺纹接触处的比压超过材料的许用比压，螺纹将很快磨损而丧失精度。耐磨性计算
19、就是通过限制螺纹副的比压以达到防止快速磨损的目的。,第九节 螺旋传动,其校核公式为式中：Fa为轴向力，N；z为参加接触的螺纹圈数；d2为螺纹中径，mm；h为螺纹工作高度，mm。,第九节 螺旋传动,设螺母高度为H，螺距P，则z=H/p，为设计方便，令=H/d2对矩形螺纹和梯形螺纹，其工作高度h=0.5P；对锯齿形螺纹h=0.75P;将其分别带入公式(10-18)化简后，可得决定螺纹中径的设计公式：,梯形螺纹,锯齿形螺纹,第九节 螺旋传动,对整体式螺母，由于磨损后不能调整间隙，为使各圈受力均匀，螺纹的工作圈数不宜太多，取=1.22.5。对剖分式螺母取=2.53.5。考虑到螺纹各圈受力是不均匀的，所
20、以螺母圈数不宜太多，一般限制z10。设计时求出d2后，在标准中查找对应的螺纹公称直径。五、验算自锁条件对要求自锁的螺旋传动，如千斤顶，一般采用单线螺纹，且螺纹升角（11.5）。,第九节 螺旋传动,六、校核螺杆强度（拉、扭）按第四强度理论式中：d1螺纹小径；=s/n，一般n=35，一般直径越小，n值越大。七、螺杆稳定性校核细长螺杆受到较大轴向力时，可能丧失稳定，其临界载荷与材料、螺杆长径比（或称柔度）=l/i有关。,第九节 螺旋传动,第九节 螺旋传动,第九节 螺旋传动,第十一节 键联接和花键联接,一、键联接的类型键主要用来实现轴和轴上零件之间的周向固定以传递扭矩。有些类型的键还可实现轴上零件的轴
21、向固定或轴向移动。,键联接,花键,平键,半圆键,楔键,导向平键（短距离）,普通平键静联接,滑键（长距离）,动联接,第十一节 键联接和花键联接,1、平键联接 平键的两侧面是工作面，上表面与轮毂槽底之间留有间隙。这种键的特点是定心性较好、装拆方便。常用的平键有普通平键和导向平键。普通平键的端部形状可制成圆头（型）、方头（型）或单圆头（型）。圆头键的轴槽用指形铣刀加工，键在槽中固定良好，但轴上键槽端部的应力集中较大。方头键用盘形铣刀加工，轴的应力集中较小。单圆头键常用于轴端。,第十一节 键联接和花键联接,第十一节 键联接和花键联接,第十一节 键联接和花键联接,第十一节 键联接和花键联接,第十一节 键
22、联接和花键联接,2、半圆键联接半圆键是以两侧面为工作面，它的定心性较好、装配方便，半圆键能在轴槽中摆动以适应毂槽底面。其缺点是键槽对轴的削弱较大，只适用于轻载联接。,第十一节 键联接和花键联接,3、楔键联接和切向键联接 楔键的上下面是工作面，键的上表面有1：100的斜度，轮毂键槽的底面也有1：100的斜度，把楔键打入轴和毂槽内时，其工作面上产生很大的预紧力Fa。工作时，主要靠摩擦力fFn（f为接触面间的摩擦系数）传递扭矩T，并能承受单方向的轴向力。由于楔键打入时，迫使轴和轮毂产生偏心e，因此楔键仅适用于定心精度要求不高、载荷平稳和低速的联接。楔键分为普通楔键和钩头楔键两种，钩头楔键的钩头是为拆
23、键用的。,第十一节 键联接和花键联接,第十一节 键联接和花键联接,在重型设备中常采用切向键联接，切向键是由一对楔键组成，装配时将两键楔紧。键的窄面是工作面，工作面上的压力沿轴的切线方向作用，能传递很大的转矩。当双向传递扭矩时，需用两对切向键并分布成120130。二、平键联接的强度校核,每个工作面的受力：,挤压应力：,平键联接的失效形式：,1、工作面压溃静联接,2、工作面磨损动联接,第十一节 键联接和花键联接,l 键的工作长度；对于A型键 l=L-b 对于B型键 l=L 对于C型键 l=L-b/2,强度条件：,防止压溃,防止磨损,第十一节 键联接和花键联接,第十一节 键联接和花键联接,三、花键联
24、接轴和轮毂孔周向均布的多个键齿构成的联接称为花键联接。齿的侧面是工作面。由于是多齿传递载荷，所以花键联接比平键具有更高的承载能力并且对轴削弱程度小（齿浅、应力集中小），定心好和导向性能好等优点。它适合于定心精度要求高、载荷大或经常滑移的联接。,强度较高,第十一节 键联接和花键联接,第十一节 键联接和花键联接,选择平键联接类型,按静或动联接校核强度,取决于强度较弱的那种材料,增大键长,设计步骤,根据轴径、毂宽查标准确定键的尺寸,设计时注意：,许用应力,强度不够时,不同轴段的键槽应开在同一母线上,同一截面采用双键联接（按1.5个键计算）,第十二节 销 联 接,销的主要用途是固定零件之间的相对位置，并可传递不大的载荷。,第十二节 销 联 接,第十二节 销 联 接,动和变载荷。使用这种销联接时，销孔不需要绞制，且可多次装拆。,
