螺栓组受力分析与计算 一．螺栓组联接的设计 设计步骤： 1．螺栓组结构设计 2．螺栓受力分析 3．确定螺栓直径 4．校核螺栓组联接接合面的工作能力 5．校核螺栓所需的预紧力是否合适 确定螺栓的公称直径后，螺栓的类型，长度，精度以及相应的螺母，垫圈等结构尺寸，可根据底板的厚度，螺栓在立柱上的固定方法及防松装置等全面考虑后定出。 1. 螺栓组联接的结构设计 螺栓组联接结构设计的主要目的，在于合理地确定联接接合面的几何形状和螺栓的布置形式，力求各螺栓和联接接合面间受力均匀，便于加工和装配。为此，设计时应综合考虑以下几方面的问题： 1）联接接合面的几何形状通常都设计成轴对称的简单几何形状，如圆形，环形，矩形，框形，三角形等。这样不但便于加工制造，而且便于对称布置螺栓，使螺栓组的对称中心和联接接合面的形心重合，从而保证接合面受力比较均匀。 2）螺栓的布置应使各螺栓的受力合理。对于铰制孔用螺栓联接，不要在平行于工作载荷的方向上成排地布置八个以上的螺栓，以免载荷分布过于不均。当螺栓联接承受弯矩或转矩时，应使螺栓的位置适当靠近联接接合面的边缘，以减小螺栓的受力（下图）。如果同时承受轴向载荷和较大的横向载荷时，应采用销，套筒，键等抗剪零件来承受横向载荷，以减小螺栓的预紧力及其结构尺寸。 接合面受弯矩或转矩时螺栓的布置
3）螺栓排列应有合理的间距，边距。布置螺栓时，各螺栓轴线间以及螺栓轴线和机体壁间的最小距离，应根据扳手所需活动空间的大小来决定。扳手空间的尺寸（下图）可查阅有关标准。对于压力容器等紧密性要求较高的重要联接，螺栓的间距t0不得大于下表所推荐的数值。 扳手空间尺寸 螺栓间距t0 注：表中d为螺纹公称直径。 4）分布在同一圆周上的螺栓数目，应取成4，6，8等偶数，以便在圆周上钻孔时的分度和画线。同一螺栓组中螺栓的材料，直径和长度均应相同。 5）避免螺栓承受附加的弯曲载荷。除了要在结构上设法保证载荷不偏心外，还应在工艺上保证被联接件，螺母和螺栓头部的支承面平整，并与螺栓轴线相垂直。对于在铸，锻件等的粗糙表面上应安装螺栓时，应制成凸台或沉头座（下图1）。当支承面为倾斜表面时，应采用斜面垫圈（下图2）等。
对拉螺栓力学性能表强度计算公式（穿墙螺丝） 作者：建材租赁来源：穿墙螺丝日期：2011-5-14 14:10:04 人气：1693 导读：对拉螺栓（穿墙螺丝）力学性能表，强度计算公式，力学性能验算。 1.对拉螺栓（穿墙螺丝）力学性能表 螺栓直径(mm螺纹内径(mm净面积(mm2重量(kg/m容许拉力(N M12 M14 M16 9.85 11.55 13.55 76 105 144 0.89 1.21 1.58 12900 17800 24500 M18 M20 M22 14.93 16.93 18.93 174 225 282 2.00 2.46 2.98 29600 38200 47900 2．强度验算 已知2[100×50×3.0 冷弯槽钢 强度满足要求。
(二挠度验算 验算挠度时，所采用的荷载，查表得知仅采用新浇混凝土侧压力的标准荷载(F。 所以： 已知 钢楞容许挠度按表。 挠度满足要求。 二、主钢楞验算 (一强度验算 1．计算简图 2．荷载计算 P为次钢楞支座最大反力(当次钢楞为连续梁端已含反力为、中跨反力为0.5ql，所以，0.6+0.5。 3．强度验算 强度不够，为此应采取下列措施之一： (1 加大钢楞断面，再进行验算； (2 增加穿墙螺栓，在每个主次钢楞交点处均设穿墙螺栓，则主钢楞可不必再验算。 例3：已知混凝土对模板的侧压力为F=30kN/m2，对拉螺栓间距，纵向、横向均为0.9m，选用M16穿墙螺栓，试验算穿墙螺栓强度是否满足要求。
[解] 满足要求。 对拉螺栓（穿墙螺丝）力学性能表 螺栓直径(mm螺纹内径(mm净面积(mm2重量(kg/m容许拉力(N M12 M14 M16 9.85 11.55 13.55 76 105 144 0.89 1.21 1.58 12900 17800 24500 M18 M20 M2214.93 16.93 18.93 174 225 282 2.00 2.46 2.98 29600 38200 47900
shaft hub Reference diameter dB 66module m 0.80.8number of teeth z 6-6pressure angle α3030pitch p 2.51327 2.51327 addendum modification x*m 0.16-0.16addendum if basic rack profile h ap 0.360.36addendum of tool basic rack profile h fp0dedendum of basic rack profile h fp 0.440.44tooth depth of basic rack profile h p 0.80.8bottom clearance of basic rack profile c p 0.080.08root fillet radius of basic rack profile ρfp 0.1280.128reference circle diameter d 4.8-4.8base diameter d b 4.157-4.157tip circl e diameter o f shaft d a1 5.84root circle diameter of shaft d f1 4.24minimum form clearance C fmin 0.025base from circle diameter of shaft d Ff1 4.35 tip circle diameter of hub d a2-4.4root circle diameter of hub d f2-6minimum form clearance C fmin 0.025?root form circle diameter of hub d Ff2-5.89 form clearance of basic rack profile C FP 0.0160.016 nominal space width on hub e 2 1.441min. effective toleraence limit e vmin 1.441min. actual reference mark e min 1.467max. actual tolerance limit e max 1.512 nominal shaft tooth thickness s 1 1.441max. effective tolerance limit s vmax 1.409max. actual reference mark s max 1.383min. actual tolerance limit s min 1.338 length L 95100tolerance class 1010 deviation series d H tooth thickness/spac e width A s /A e -0.0320.000tooth thickness tolerance,actual space width T act 0.0450.045tooth thickness tolerance,effective space width T eff 0.0260.026total tooth tolerance/space widith tolerance T G 0.0710.071individual pitch deviation fp 0.0190.019total pitch deviation Fp 0.0450.045total profile deviation F α0.0230.023total helix deviation F β 0.0150.015 broaching DIN5480
渐开线花键： 键齿在圆柱（或圆锥）面上且齿形为渐开线的花键称为渐开线花键。渐开线花键连接采用齿形定心，渐开线花键是花键的一种，而传递转矩的部件一般通过键和花键联接。普遍采用的是矩形花键和渐开线花键。渐开线花键应用日趋广泛。这是由于渐开线花键较矩形花键有许多优点，如齿数多、齿端，齿根部厚，承载能力强，易自动定心，安装精度高。相同外形尺寸下花键小径大，有利于增加轴的刚度。渐开线花键便于采用冷搓、冷打、冷挤等无切屑加工工艺方法，生产效率高，精度高，并且节约材料。 渐开线花键计算公式： 对于铣切花键工序，由于与其配合的主动齿轮靠大径过盈配合，过盈量0.006～0.013mm，小径有间隙，所以可采用通用三面刃铣刀或片铣刀对小径进行加工至近似圆弧。 加工过程按工步叙述如下： 1)零件装夹在卧铣分度头上，用半顶尖顶紧。 2)调整顶尖位置，外圆高度差≤0.01mm。 3)用百分表测定外圆跳动(≤0．05mm)。 4)按分度头的中心高度划出键宽中心线，转180°验证中心线(误差基本不变)。 5)留出磨花键键宽余量0.4mm，分别划出键宽为6.4mm的六等分键宽线。 6)将键宽中心线转过90°至最高点。
7)按键宽线用厚6mm的三面刃铣刀铣6个键宽一侧，工作台移动“键宽+刀宽”距离，铣另一侧。 8)转动分度头，对键槽进行逼近圆弧加工。 下文对加工结果作一分析和讨论： 1)侧面铣切时选用的通用三面刃铣刀要根据花键的具体参数及三面刃铣刀的规格来决定。设三面刃铣刀的宽度为B，应满足：B<2hcos(180°/N)(1) 式中：h——每个键槽上小径的宽度； N——花键的键数。 铣刀宽度B的值不能过大，以免铣切键槽的另一侧。其中h值可用下式计算： h≈(πd-NL)/N(2) 式中：d——花键小径； L——留有磨削花键键侧余量的花键键宽。 将(2)式代入(1)式，即有 B<((πd-NL)/(N/2))*cos(180°/N)(3) 2)修正小径应根据h选定三面刃铣刀或片铣刀，加工成近似圆弧。 3)若以小径定心，则需留出直径磨量0.2～0．3mm。 4)用三面刃铣刀及片铣刀加工花键，能满足设计要求，降低制造成本，提高中、小批量生产的效率。
角焊缝及其计算 型式及分类 截面形式:普通型（等边凸形）、平坦型（不等边凹形）、凹面形 两焊脚边夹角：直角角焊缝、斜角角焊缝、焊缝长度与作用方向 1.侧面角焊缝（侧缝） 侧缝主要承受剪力，应力状态叫单纯，在弹性阶段，剪应力沿焊缝长度方向分布不均匀，两端大中间小，且焊缝越长越不均匀，但侧缝塑性好。 2．正面角焊缝（端缝） 端缝连接中传力线有较大的弯折，应力状态较复杂，正面角焊缝沿焊缝长度方向分布比较均匀，但焊脚及有效厚度面上存在严重的应力集中现象，所以其破坏属于正应力和剪应力的综合破坏，但正面角焊缝的刚度较大，变形较小，塑性较差，性质较脆。 3．斜向角焊缝 斜向角焊缝受力情况较复杂，其性能介于侧缝和端缝之间，常用于杆件倾斜相支的情况，也用在板件较宽，内力较大连接中。 4．周围角焊缝 主要为了增加焊缝的长度和使焊缝遍及板件全宽，而把板件交搭处的所有交搭线尽可能多的加以焊接，成为开口或封闭的周围角焊缝。构造及要求。 4.1.最小焊脚尺寸 4.2.最大焊脚尺寸贴边处满足
4.3.角焊缝最小长度 4.4.侧面角焊缝最大计算长度 4.5.板件端部仅有两条角焊缝时每条侧面角焊缝的计算长度 4.6.搭接连接中搭接长度应满足而且不宜采用一条正面角焊缝来传力。 4.7.在次要构件和焊缝连接中，允许采用断续角焊缝，各段间距满足以保证整体受力。 角焊缝连接计算 基本计算公式 轴心作用下的角焊缝计算 轴心作用下角钢的角焊缝计算 弯矩，剪力和轴心力共同作用下角焊缝计算（T形接头） 弯矩，剪力和轴心力共同作用下角焊缝计算（搭接形接头） 1. 端缝、侧缝在轴向力作用下的计算： （1）端缝 ——垂直于焊缝长度方向的应力； he ——角焊缝有效厚度； lw ——角焊缝计算长度，每条角焊缝取实际长度减10mm（每端减5mm）；ffw ——角焊缝强度设计值；bf ——系数，对承受静力荷载和间接承受动力荷载的结构，bf =1.22，直接承受动力荷载bf =1.0。 （2）侧缝
30°平齿根花键计算书第1页 模数 m = 3 齿数 z = 15 标准压力角αD = 30° 配合代号：H7/h7 分度圆直径 D = m×z = 45 基圆直径 Db = m×z×cos(αD) = 38.9711 周节 p = π×m = 9.42477796076937 内花键大径 Dei = m×(z+1.5) = 49.5 外花键作用齿厚上偏差 esv = 0 (根据<<机械传动设计手册>>1463页表9-1-49或由公差代号计算) 外花键渐开线起始圆直径最大值： DFemax = 2×((0.5Db)^2+(0.5Dsin(αD)-(hs-0.5esv/tan(αD))/sin(αD))^2)^0.5 = 41.8669 (其中hs = 0.6m = 1.8) 内花键小径 Dii = DFemax+2CF) = 42.47 (其中CF = 0.1m = .3) 内花键基本齿槽宽 E = 0.5πm = 4.71238898 外花键基本齿厚 S = 0.5πm = 4.71238898 内花键： 内花键总公差 T+λ = 40i*+160i** = 179 其中i* = 0.45(D)^(1/3) + 0.001D (D = (30×50)^0.5 = 38.7298334620742) i** = 0.45(E)^(1/3) + 0.001E (E = (3×6)^0.5 = 4.24264068711928) 周节累积公差 Fp = 7.1(L)^0.5 + 18 = .078 其中分度圆周长之半 L = πmz/2 = 70.6858347057703 齿形公差 ff = 6.3ψf + 40 = .062 其中公差因数ψf = m + 0.0125D = 3.48412291827593 齿向公差 Fβ = 2.0×(g)^0.5 + 10 = .023 其中花键长度 g = 40 综合公差λ= 0.6((Fp)^2 + (ff)^2 + (Fβ)^2)^0.5 = .061 作用齿槽宽最小值 Evmin = 0.5πm = 4.712 实际齿槽宽最大值 Emax = Evmin + (T+λ) = 4.891 实际齿槽宽最小值 Emin = Evmin + λ =4.773 作用齿槽宽最大值 Evmax = Emax - λ = 4.83 外花键： 外花键大径 Dee = m×(z + 1) = 48 外花键小径 Die = m×(z - 1.5) = 40.5 外花键总公差 T+λ = 40i*+160i** = 179 其中i* = 0.45(D)^(1/3) + 0.001D (D = (30×50)^0.5 = 38.7298334620742) i** = 0.45(E)^(1/3) + 0.001E (E = (3×6)^0.5 = 4.24264068711928) 周节累积公差 Fp = 7.1(L)^0.5 + 18 = .078
完全焊透的对接焊缝和T形连接焊缝设计计算书 Ⅰ.设计依据: 《钢结构设计手册上册》（第三版） 《钢结构设计规范》 GB 50017-2003 Ⅱ.计算公式和相关参数的选取方法 一、焊缝质量等级的确定方法： 焊缝应根据结构的重要性、荷载特性、焊缝形式、工作环境以及应力状态等情况，按下述原则分别选用不同的质星等级： 1在需要进行疲劳计算的构件中，凡对接焊缝均应焊透，其质缝等级为：1）作用力垂直于焊缝长度方向的横向对接焊缝或T形对接与角接组合焊缝，受拉时应为一级，受压时应为二级； 2）作用力平行于焊缝长度方向的纵向对接焊缝应为二级。 2不需要计算疲劳的构件中，凡要求与母材等强的对接焊缝应予焊透，其质量等级当受拉时应不低于二级，受压时宜为二级。 3重级工作制和起重量Q≥50t的中级工作制吊车梁的腹板与上翼缘之间以及吊车衔架上弦杆与节点板之间的T形接头焊缝均要求焊透，焊缝形式一般为对接与角接的组合焊缝.其质量等级不应低于二级。 4不要求焊透的T形接头采用的角焊缝或部分焊透的对接与角接组合焊缝，以及搭接连接采用的角焊缝，其质量等级为： 1）对直接承受动力荷载且需要验算疲劳的结构和吊车起重量等于或大于50 t的中级工作制吊一车梁，焊缝的外观质量标准应符合二级； 2）对其他结构，焊缝的外观质量标准可为三级。 ——(GB50017—2003 7.1.1) 二、焊缝连接计算公式 1、完全焊透的对接接头和T形接头焊缝计算公式 1）在对接接头和T形接头中，垂直于轴心拉力或轴心压力的对接焊缝或对接与角接组合焊缝，其强度应按下式计算：
拉应力或压应力：c t w f f tl 或≤=σ ( GB 50017-2003 7.1.2 -1) 参数：N ——轴心拉力和轴心压力（N ）； w l ——焊缝计算长度，为设计长度减2t （有引弧板时可不减）（mm ）； t ——对接接头中连接件的较小厚度；T 形接头中为腹板的厚度（mm ）； w c w t f f 、——对接焊缝的抗拉、抗压强度设计值（查表2-5可得） （N/mm 2 ）； 2）在对接接头和T 形接头中，承受弯矩和剪力共同作用的对接焊缝或对接与角接组合焊缝，其正应力和剪应力应分别进行计算。但在同时受有较大正应力和剪应力处(例如梁腹板横向对接焊缝的端部)，应按下式计算折算应力： w t f 1.13221≤+τσ (GB55017—2003 7.1.1.2-2) 注:1当承受轴心力的板件用斜焊缝对接，焊缝与作用力间的夹角θ符合,当tg θ≤1.5时焊缝的强度可不计算. 2 当对接焊缝和T 形对接焊缝与角接组合焊缝无法采用引弧板和引出板施焊时每条焊缝的长度计算时应减去2t 附表1-1 焊缝的强度设计值
第三章 螺纹联接（含螺旋传动） 3-1 基础知识 一、螺纹的主要参数 现以圆柱普通螺纹的外螺纹为例说明螺纹的主要几何参数，见图3-1，主要有： 1）大径d ——螺纹的最大直径，即与螺纹牙顶重合的假想圆柱面的直径，在标准中定为公称直径。 2）小径1d ——螺纹的最小直径，即与螺纹牙底相重合的假想圆柱面的直径，在强度计算中常作为螺杆危险截面的计算直径。 3）中径2d ——通过螺纹轴向界面内牙型上的沟槽和突起宽度相等处的假想圆柱面的直径，近似等于螺纹的平均直径，2d ≈ 11 ()2 d d +。中径是确定螺纹几何参数和配合性质的直径。 ４）线数n ——螺纹的螺旋线数目。常用的联接螺纹要求自锁性，故多用单线螺纹；传动螺纹要求传动效率高，故多用双线或三线螺纹。为了便于制造，一般用线数n ≤４。 ５）螺距P ——螺纹相邻两个牙型上对应点间的轴向距离。 ６）导程S ——螺纹上任一点沿同一条螺旋线转一周所移动的轴向距离。单线螺纹S ＝P ，多线螺纹S ＝nP 。 ７）螺纹升角λ——螺旋线的切线与垂直于螺纹轴线的平面间的夹角。在螺纹的不同直径处，螺纹升角各不相同。通常按螺纹中径2d 处计算，即 22 arctan arctan S nP d d λππ== （3-1） 8）牙型角α——螺纹轴向截面内，螺纹牙型两侧边的夹角。螺纹牙型的侧边与螺纹轴线的垂直平面的夹角称为牙侧角，对称牙型的牙侧角β＝α/2。 9）螺纹接触高度h ——内外螺纹旋合后的接触面的径向高度。 二、螺纹联接的类型 螺纹联接的主要类型有： 图3-1
1、螺栓联接 常见的普通螺栓联接如图3-2a所示。这种联接的结构特点是被联接件上的通孔和螺栓杆间留有间隙。图3-2b是铰制孔用螺栓联接。这种联接能精确固定被联接件的相对位置，并能承受横向载荷，但孔的加工精度要求较高。 图3-2 2、双头螺柱联接 如图3-3a所示，这种联接适用于结构上不能采用螺栓联接的场合，例如被联接件之一太厚不宜制成通孔，且需要经常拆装时，往往采用双头螺柱联接。 图3-3 3、螺钉联接 这种联接的特点是螺栓（或螺钉）直接拧入被联接件的螺纹孔中，不用螺母，在结构上
钢式中结构 , 一—缝计算长度一焊板施焊时 , 轴心拉力或轴心压力 , 当未采用引弧取实际长度减去 , 介 , —头为腹板厚度对接焊缝的抗拉介—值计。 ·连接件的较小厚度、对形接晓嚼愁洛图斜角角焊缝截面。抗压强度设角焊缝简化而得· “ 因此 , 对斜角角焊缝不论。有效截面应力情况如何都按承受剪力考虑仁日口一的斜角角焊缝有效厚度为。二, “ 带司图一卜。一的斜角角焊缝的有效厚度按理 , 也应等于多时 , 但考虑到这种锐角焊缝 , 的焊根处往往不易施焊 , , 尤其是小于。。较根图与轴心力垂直的对接焊缝其熔深往往难于满足要求 , 此外 , , 当对接直焊缝不能满足强度要求时可据试验焊缝有效截面的抗剪强度比焊件主体金属高强度却较低金属之间 , , 采用斜对接焊缝“ , 当斜焊缝倾角毛但焊缝熔合边的抗剪即簇 ·时 , 任何情况下都可认一·其值介于焊缝熔敷金属与主体倍。一般取为焊缝熔敷金属抗剪强度若将锐角角焊缝的有效厚因熔合边长度与有效厚度。仁曰。的度取为相差不大因此 , , , 应补充验算熔合边的抗剪强度。柑叫之二二二【二二二二二二斗一付将的斜角角焊缝的有效厚度。图斜对接焊缝。不论夹角大小均取为以使有效厚
度值适当留有余量。为与母材等强满足要求时 , , 不用计算 , 但由于斜对接焊 , 缝消耗材料较多施工不便。若抗拉强度不角愈小。 , 可采用二级焊缝或将接头位置留的余量愈多影响 , 。这样可避免熔深不够的不利移至内力较小处解决三、也避免了熔合边的补充验算四、斜角角焊缝的计算“ 不焊透的对接焊缝两焊脚的夹角不是的角焊缝称为斜。不焊透的对接焊缝主要用于外部需要平角角焊缝仓斜壁板缝相同 , , 图 , 这种焊缝往往出现在料整的箱形柱 , 图和 , 形连接。图管形构件等连接中以及其它不需要焊透之处。箱形柱的斜角角焊缝的计算方法与前述直角角焊只是不考虑与作用力垂直或倾斜的 , 纵向焊缝通常只承受剪力时 , 采用对接焊缝不必焊透全厚度形连接 , 但在与横梁刚性连接。焊缝强度增大的因素即取刀 , 。这是处有可能要求焊透全厚度大的板厚和受力均较考虑到以前的对角焊缝试验针对直角角焊缝进行的 , 绝大部分都是当采用角焊缝焊脚尺寸很大而对斜角角焊缝研时 , 可将竖直板开坡口作成带坡口的角焊缝。究很少 , 我国采用的计算方法也是根据直角图 年第期。总期。不焊透对接焊缝与普通角焊缝相比相同的。 , 在我考虑到焊缝根部不易焊满当上述最短距离图、 , 取二情况下 , , 可以大大节约焊条。此种 , 。正好是熔合边长度 , 形式的焊缝国外常归入角焊缝的范畴或接近于熔合边长度图或其 , 国新规范把它专列为不焊透的对接焊缝时等于隙存在 , , 则有效截面正好在熔合边了。日曰刀剑书干一内冷 , 廿毛 , 的丁附近抗剪强度较低时计算应取强度设计值 , 正面角焊缝受压时即使焊件之间有间。试验发现其承载能力提高很多。这 , 乓图托不焊透的对接焊缝 , 主要由于缺陷对焊缝抗压强度的影响较小而且有近似钢材承压的性质间缝隙较小切割 , , 如果两焊件之、不论边缘为轧制锯切或火焰可将。总会有部分焊件截面直接接触而分担。一部分内力形 , 故当正面角焊缝受压时 , 一坡口根部至焊缝表面最短距离一坡口角度强度设计值取为和刀。但作为正面焊缝受 , 不焊透对接焊缝的坡口有全拉时 , 其强度设计值不能提高参考 , , 仍采用打半角处形 , 、形和图形三种在箱形截面的转形坡口时、。采用半形和宜在板的这样作可。文
齿轮的加工一般是仿型铣，就是一个蜗杆状的道具切割，虽然在SW中可以用这样的方式生成，但如果不是用于运动分析就没必要这样做，本题因为要手工制作齿轮，所以仍然要把轮廓画出来，以方便打印成1:1图纸，然后描在木板等毛坯料上手工切割出齿轮。 思路：1、先生成齿根圆以内的部分，这个容易，画个圆拉伸下就行了。 2、生成一个齿，这个的难点主要在于渐开线的绘制。渐开线可以用SW中方程式驱动的曲线来绘制，但是SW中给出的方程是垂直坐标系，而教科书上给的是极坐标系。这个转化还是很简单的啦。 渐开线的极坐标方程： R=r/cosα，θ=tanα–α，这里R是极坐标中的曲线上任意一点的半径，θ是任意一点的角度，α是圆形成渐开线时展开的角度，r是基圆半径，很容易理解的。 转化成垂直坐标系也很容易的。任意一点的X=R*sinθ，Y=R*cosθ。带入公式就得，这个α就是SW中的参数t，带入公式得： X=r/cos(t)*sin(tan(t)-t) Y= r/cos(t)*cos(tan(t)-t) 很简单吧。 有了渐开线，根据齿厚和齿顶圆分度圆等数值就能生成一个齿了。 3、根据预先计算好的齿数阵列。 步骤一： 准备工作，首先根据教科书计算各种参数，模数、齿数、分度圆直径等根据需要预先设定，其中模数非常重要，可以根据计算出来的齿厚略微调整。根据教科书用excel计算很方便。 本例以下表大齿轮为例。
步骤2：生成齿根圆以内的毛坯：
步骤3：制作1个齿 1：在前视基准面上绘制草图，点击方程式驱动的曲线，按图输入方程式及参数，右侧就出现渐开线预览画面，因为t是弧度，所以大概设定区间是0至1。
焊接接头强度匹配和焊缝韧性指标综述 1 焊接接头的强度匹配 长期以来，焊接结构的传统设计原则基本上是强度设计。在实际的焊接结构中，焊缝与母材在强度上的配合关系有三种：焊缝强度等于母材（等强匹配），焊缝强度超出母材（超强匹配，也叫高强匹配）及焊缝强度低于母材（低强匹配）。从结构的安全可靠性考虑，一般都要求焊缝强度至少与母材强度相等，即所谓“等强”设计原则。但实际生产中，多数是按照熔敷金属强度来选择焊接材料，而熔敷金属强度并非是实际的焊缝强度。熔敷金属不等同于焊缝金属，特别是低合金高强度钢用焊接材料，其焊缝金属的强度往往比熔敷金属的强度高出许多。所以，就会出现名义“等强”而实际“超强”的结果。超强匹配是否一定安全可靠，认识上并不一致，并且有所质疑。九江长江大桥设计中就限制焊缝的“超强值”不大于98MPa；美国的学者Pellini则提出〔1〕，为了达到保守的结构完整性目标，可采用在强度方面与母材相当的焊缝或比母材低137MPa的焊缝（即低强匹配）；根据日本学者佑藤邦彦等的研究结果〔2〕，低强匹配也是可行的，并已在工程上得到应用。但张玉凤等人的研究指出〔3〕，超强匹配应该是有利的。显然，涉及焊接结构安全可靠的有关焊缝强度匹配的设计原则，还缺乏充分的理论和实践的依据，未有统一的认识。为了确定焊接接头更合理的设计原则和为正确选用焊接材料提供依据，清华大学陈伯蠡教授等人承接了国家自然科学基金研究项目“高强钢焊缝强韧性匹配理论研究”。课题的研究内容有：490MPa级低屈强比高强钢接头的断裂强度，690～780MPa级高屈强比高强钢接头的断裂强度，无缺口焊接接头的抗拉强度，深缺口试样缺口顶端的变形行为，焊接接头的NDT试验等。大量试验结果表明： （1）对于抗拉强度490MPa级的低屈强比高强钢，选用具备一定韧性而适当超强的焊接材料是有利的。如果综合焊接工艺性和使用适应性等因素，选用具备一定韧性而实际“等强”的焊接材料应更为合理。该类钢焊接接头的断裂强度和断裂行为取决于焊接材料的强度和韧塑性的综合作用。因此，仅考虑强度而不考虑韧性进行的焊接结构设计，并不能可靠地保证其使用的安全性。 （2）对于抗拉强度690～780MPa级的高屈强比高强钢，其焊接接头的断裂性能不仅与焊缝的强度、韧性和塑性有关，而且受焊接接头的不均质性所制约，焊缝过分超强或过分低强均不理想，而接近等强匹配的接头具有最佳的断裂性能，按照实际等强原则设计焊接接头是合理的。因此，焊缝强度应有上限和下限的限定。
15.2.1 单个螺栓连接的强度计算 螺纹连接根据载荷性质不同，其失效形式也不同：受静载荷螺栓的失效多为螺纹部分的塑性变形或螺栓被拉断；受变载荷螺栓的失效多为螺栓的疲劳断裂；对于受横向载荷的铰制孔用螺栓连接，其失效形式主要为螺栓杆剪断，栓杆或被连接件孔接触表面挤压破坏；如果螺纹精度低或连接时常装拆，很可能发生滑扣现象。 螺栓与螺母的螺纹牙及其他各部分尺寸是根据等强度原则及使用经验规定的。采用标准件时，这些部 ，然后按照标准选定螺纹公称直分都不需要进行强度计算。所以，螺栓连接的计算主要是确定螺纹小径d 1 径（大径）d，以及螺母和垫圈等连接零件的尺寸。 1. 受拉松螺栓连接强度计算 松螺栓连接装配时不需要把螺母拧紧，在承受工作载荷前，除有关零件的自重（自重一般很小，强度计算时可略去。）外，连接并不受力。图15.3所示吊钩尾部的连接是其应用实例。当螺栓承受轴向工作载荷 F (N)时，其强度条件为 (15-6) （15-7） 或 ——螺纹小径，mm； 式中： d 1 [σ]——松连接螺栓的许用拉应力，Mpa。见表 15.6。 图15.3 2. 受 拉 紧 螺 栓 连 接 的 强 度 计 算 根
所受拉力不同，紧螺栓连接可分为只受预紧力、受预紧力和静工作拉力及受预紧力和变工作拉力三
。 ①只受预紧力的紧螺栓连接 右图为靠摩擦传递横向力F 的受拉螺栓连接，拧紧螺母后，这时
栓杆除受预紧力F`引起的拉应力σ=4 F` /π 2 d 1外，还受到螺纹力矩T1引起的扭转切应力：
对于螺栓 故螺栓 或 式 ② 受 预 紧 力 和 工 作 载 荷 的 紧 螺 栓 连 接 。 图 15 .5 所 示 压 力 容 器
基本参数 压力角α 径节 参数 节圆直径D（pitch diameter ） 基圆直径D b（base diameter ） 内花键大径D ri，平齿根(major diameter,flat root) 大径D ri , 圆齿根 (major diameter,fillet root) 内花键型圆直径D Fi ,(form diameter) 内花键最小径D imin (minimum minor diamete) 小径D imax (maximum minor diameter) 外花键小径D re （minor diameter ） s7max(maximum actual space width) 45 24/48 计算数值 20.1083 14.2187 21.7088 21.6072 21.3783 19.0500 19.1598 17.7554 0.0710 30度SAE花键计 齿数N 节距P 公式 N/P Dcos30° (N+1.35)/P+0.004+ ΔD ri (N+1.35)/P+ ΔD ri (N+1)/P+2C f (N-1)/P D imin +T DII （N-2.10 ）/P- ΔD re - es/tan30 ° s vmin +f(m+λ)
s6max(maximum actual space width) s5max(maximum actual space width) s4max(maximum actual space width) 外花键最大有效齿厚 t vmax(maximum effective tooth thickness) 最小齿厚 t4min(minimum actual tooth thickness) 最小齿厚 t5min(minimum actual tooth thickness) 最小齿厚 t6min(minimum actual tooth thickness) 最小齿厚 t7min(minimum actual tooth thickness) 最大外径D omax（maximum major diamete ）最小外 径 D omin （mini mum major diamet er ） 0.0693 0.0682 0.0674 1.6624 1.5523 1.5320 1.5039 1.4619 21.1064 20.9966
螺栓联接的强度计算，主要是根据联接的类型、联接的装配情况(是否预紧)和受载状态等条件，确定螺栓的受力；然后按相应的强度条件计算螺栓危险截面的直径(螺纹小径)或校核其强度。 1.松螺栓联接 松螺栓联接在装配时不需要把螺母拧紧，在承受工作载荷之前螺栓并不受力，所以螺栓所受到的工作拉力就是工作载荷F，故 螺栓危险截面拉伸强度条件为： 设计公式： ——螺纹小径，mm；F——螺栓承受的轴向工作载荷，N；[σ]——松螺栓联接的许用应力，N/， 许用应力及安全系数见表3-4-1。 2.紧螺栓联接 紧螺栓联接有预紧力F′，按所受工作载荷的方向分为两种情况： （1）受横向工作载荷的紧螺栓联接
(a)普通螺栓联接:左图为通螺栓联接，被联接件承受垂直于轴线的横向载荷。因螺栓杆与螺栓孔间有间隙，故螺纹不直接承受横向载荷，而是预先拧紧螺栓，使被联接零件表面间产生压力，从而使被联接件接合面间产生的摩擦力来承受横向载荷。如摩擦力之总和大于或等于横向载荷，被联接件间不会相互滑移，故可达到联接的目的。 （b)铰制孔用螺栓:承受横向载荷时，不仅可采用普通螺栓联接，也可采用铰制孔用螺栓联接。此时，螺栓孔为铰制孔，与螺栓杆（直径处）之间为过渡配合，螺栓杆直接承受剪切，如上图所示。在受横向载荷的铰制孔螺栓联接中，载荷是靠螺杆的剪切以及螺杆和被联接件间的挤压来传递的。这种联接的失效形式有两种：①螺杆受剪面的塑性变形或剪断；②螺杆与被联接件中较弱者的挤压面被压溃。故需同时验算其挤压强度和剪切强度条件: 剪切强度条件: 挤压强度条件: (2)受轴向工作载荷的紧螺栓联接 现实生活中，螺栓所受外载荷与螺栓轴线平行的情况很多，如左图所示的汽缸盖螺栓联接，即为承受轴向外载荷的联接。右图其受力分析图，在工作载荷作用前，螺栓只受预紧力 ，接合面受压力；工作时，在轴向工作载荷作用下，接合面有分离趋势，该处压 力由减为，称为残余预紧力，同时也作用于螺栓，因此，螺栓所受总拉力应 为轴向工作载荷与残余预紧力之和，即: = + .
各种焊接接头都有不同程度的应力集中，当母材具有足够的塑性时，结构在静开车破坏之前就有显著的塑性变形，应力集中对其强度无影响。 例如，侧面搭接接头在加载时，如果母材和焊缝金属都有较好的塑性，其切应力的分布是不均匀的，见图29。继续加载，焊缝的两端点达到屈服点σs，则该处应力停止上升，而焊缝中段各点的应力因尚未达到σs，故应力随加载继续上升，到达屈服点的区域逐渐扩大，应力分布曲线变平，最后各点都达到σs。如再加载，直至使焊缝全长同时达到强度极限，最后导致破坏。 36 什么是工作焊缝？什么是联系焊缝？ 焊接结构上的焊缝，根据其载荷的传递情况，可分为两种：一种焊缝与被连接的元件是串联的，承担着传递全部载荷的作用，一旦断裂，结构就立即失效，这种焊缝称为工作焊缝，见图30a、图30b，其应力称为工作应力。另一种焊缝与被连接的元件是并联的，仅传递很小的载荷，主要起元件之间相互联系的作用，焊缝一旦断裂，结构不会立即失效，这种焊缝称
为联系焊缝，见图30c、图30d，其应力称为联系应力。设计时，不需计算联系焊缝的强度，只计算工作焊缝的强度。 37 举例说明对接接头爱拉（压）时的静载强度计算。 全焊透对接接头的各种受力情况见图31。图中F为接头所受的拉（压）力，Q为切力，M1为平面内弯矩，M2为垂平面弯矩。 受拉时的强度计算公式为 F σt＝───≤〔σ′t 〕 Lδ1 F 受压时的强度计算公式为σα＝───≤〔σ′α〕 Lδ1 式中F——接头所受的拉力或压力（N）； L——焊缝长度（cm）； δ1——接头中较薄板的厚度（cm）；
σ——接头受拉（σt）或受压（σα）时焊缝中所承受的应力（N/cm2）㈠ 〔σ′t 〕——焊缝受拉时的许用应力（N/cm2） 〔σ′α〕——焊缝受压时的许用应力（N/cm2） 计算例题两块板厚为5mm、宽为500mm的钢板对接焊在一起，两端受28400N的拉力，材料为Q235-A钢，试校核其焊缝强度。 解：查表得〔σ′t 〕=14200 N/cm2。 根据已知条件，在上述公式中，F=28400N，L=500mm=50cm，δ1=5mm=0.5cm，代入计算为 F 28400 σt＝───＝─────＝ 1136N/cm2＜14200N/cm2 Lδ1 50×0.5 ∴该对接接头焊缝强度满足要求，结构工作安全。 38 举例说明对接接头受剪切时的静载强度计算。 受剪切时的强度计算公式为 Q τ= ───≤〔τ′〕 Lδ1 式中Q——接头所受的切力（N）； L——焊缝长度（cm）；
螺栓强度计算 螺栓联接的强度计算，主要是根据联接的类型、联接的装配情况(是否预紧)和受载状 态等条件，确定螺栓的受力；然后按相应的强度条件计算螺栓危险截面的直径(螺纹小径)或校核其强度。 3.4.1 普通螺栓联接的强度计算 1.松螺栓联接松螺栓联接 松螺栓联接在装配时不需要把螺母拧紧，在承受工作载荷之前螺栓并不受力，所以 螺栓所受到的工作拉力就是工作载荷 F，故 螺栓危险截面拉伸强度条件为： 设计公式： ——螺纹小径，mm；F——螺栓承受的轴向工作载荷，N；[σ]——松螺栓联接的许 用应力，N/ ， 许用应力及安全系数见表 3-4-1。 2.紧螺栓联接紧螺栓联接紧螺栓联接有预紧力F′，按所受工作载荷的方向分为两种情况：（1）受横向工作载荷的紧螺栓联接受横向 工作载荷的紧螺栓联接 普通螺栓联接 铰制孔用螺栓 (a)普通螺栓联接普通螺栓联接:左图为通螺栓联接，被联接件承受垂直于轴线的横 向载荷。因螺栓普通螺栓联接杆与螺栓孔间有间隙，故螺纹不直接承受横向载荷， 而是预先拧紧螺栓，使被联接零件表面间产生压力，从而使被联接件接合面间产生的摩 擦力来承受横向载荷。如摩擦力之总和大于或等于横向载荷，被联接件间不会相互滑移，故可达到联接的目的。（b)铰制孔用螺栓铰制孔用螺栓:承受横向载荷时，不仅可采用 普通螺栓联接，也可采用铰制孔用螺铰制孔用螺栓栓联接。此时，螺栓孔为铰制孔，与 螺栓杆（直径处）之间为过渡配合，螺栓杆直接承受剪切，如上图所示。在受横向载荷 的铰制孔螺栓联接中，载荷是靠螺杆的剪切以及螺杆和被联接件间的挤压来传递的。这 种联接的失效形式有两种：螺杆受剪面的塑性变形或剪断；① ② 螺杆与被联接件中较 弱者的挤压面被压溃。故需同时验算其挤压强度和剪切强度条件: 剪切强度条件: 挤压强度条件: (2)受轴向工作载荷的紧螺栓联接受轴向工作载荷的紧螺栓联接现实生活中，螺栓 所受外载荷与螺栓轴线平行的情况很多，如左图所示的汽缸盖螺栓联接，即为承受轴向 外载荷的联接。右图其受力分析图，在工作载荷作用前，螺栓只受预紧力，接合面受压 力由减为；工作时，在轴向工作载荷作用下，接合面有分离趋势，该处压力应为
螺栓疲劳强度计算分析 摘要：在应力理论、疲劳强度、螺栓设计计算的理论基础之上，以疲劳强度计算所采取的三种方法为依据，以汽缸盖紧螺栓连接为研究对象，进行本课题的研究。假设汽缸的工作压力为0~1N/mm2=之间变化，气缸直径D2=400mm，螺栓材料为5.6级的35钢，螺栓个数为14，在F〞=1.5F，工作温度低于15℃这一具体实例进行计算分析。利用ProE建立螺栓连接的三维模型及螺杆、螺帽、汽缸上端盖、下端盖的模型。先以理论知识进行计算、分析，然后在分析过程中借助于ANSYS有限元分析软件对此螺栓连接进行受力分析，以此验证设计的合理性、可靠性。经过近几十年的发展，有限元方法的理论更加完善，应用也更广泛，已经成为设计，分析必不可少的有力工具。然后在其分析计算基础上，对于螺栓连接这一类型的连接的疲劳强度设计所采取的一般公式进行分类，进一步在此之上总结。 关键词：螺栓疲劳强度，计算分析，强度理论，ANSYS 有限元分析。
Bolt fatigue strength analysis Abstract: In stress fatigue strength theory，bolt，design calculation theory foundation to fatigue strength calculation for the three methods adopted according to the cylinder lid，fasten bolt connection as the object of research，this topic research. Assuming the cylinder pressure of work is 0 ~ 1N/mm2 changes，cylinder diameters between = = 400mm，bolting materials D2 for ms5.6 35 steel，bolt number for 14，in F "= 1.5 F below 15 ℃，the temperature calculation and analysis of concrete examples. Using ProE establish bolt connection three-dimensional models and screw，nut，cylinder under cover，cover model. Starts with theoretical knowledge calculate，analysis，and then during analysis，ANSYS finite element analysis software by this paper analyzes forces bolt connection，to verify the rationality of the design of and reliability. After nearly decades of development，the theory of finite element method is more perfect，more extensive application，has become an indispensable design，analysis the emollient tool. Then in its analysis and calculation for bolt connection，based on the type of connection to the fatigue strength design of the general formula classification，further on top of this summary. Keywords: bolt fatigue strength，calculation and analysis，strength theory，ANSYS finite elements analysis.