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第10-1章 联接

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第10章联接

第10章联接

当ρ’一定时，在ψ=45˚-ρ’/2 处效率曲线有极大值。
100 效率 对于传动螺旋，一般取： η% 80 ρ’ <ψ ≤25˚
f ’ =tgρ’ =0.1
设计：潘存云 设计：潘存云
对于联接螺纹，必须取：
60
40
自锁极限 紧固螺纹区
ψ≤ρ’ = 5.7˚
20
0˚ 10˚ 20˚ 30˚ 40˚ 50˚
非矩形螺旋的自锁条件： ψ≤ρ’ 对于联接螺纹必须满足自锁条件
螺旋转动一圈时，有效功为FaS, 输入功为2π T。 定义螺旋副的效率为有效功与输入功之比：
当ρ’一定时，效率 只是螺纹升角的函 数，由此可以绘出 效率曲线.
Fa S Fa S tg ' 2 T Fa tg ( ) d 2 tg ( ' )
F
FR
F d2
Fa
Fa
ψ +ρ
FR Fn ρ ψ v
F
得： F=Fatg(ψ+ρ ) 驱动力矩：
设计：潘存云
d2 d2 T F Fa tg ( ) 2 2
ψ
F’
π d2
F
S
Fa
当螺纹拧松(滑块下滑)时： Fa ----驱动力，F ----阻力， F’ ----摩擦力, 沿斜面朝上。
16 、20 24 、28 32、36 48 、52 40 、70、80 90 、100
18 22、26 30、34 46、50 38、42、65 85、95
d-2 d-2.5 d-3 d-4 d-5 d-6
d-4 d-5 d-6 d-8 d-10 d-12
§10－4 螺纹联接的基本类型及螺纹紧固件
30º

10.第十章 法兰连接

10.第十章 法兰连接
根据公称直径DN和设计压力P查表10-1初选法兰类型
（甲、乙型平焊，对焊）；
根据设计压力P、设计温度t及法兰材料查表10-10及10-11 选定公称压力PN； 由PN、DN查表10-1验证初选的法兰类型是否正确； 根据选定的PN、DN查表，确定法兰尺寸。
42
例：塔身与封头的法兰。塔内径1000mm，操作温度 280℃，设计压力0.2MPa，材料为Q235-A。
若法兰材料比16MnR差或t<200℃，则法兰的最大允许工作 压力可能低于公称压力PN。
39
40
为操作温度300℃，设计压力0.6MPa的容器选配法兰。
材料为Q235-C、20R、16MnR时取公称压力PN=1.0MPa。 材料为20MnMo锻件时取公称压力PN=0.6MPa。
41
⑷容器法兰尺寸的查取方法
12
⑵螺纹法兰
整体性介于整体法兰和松式 法兰之间。 螺纹法兰：法兰和管壁通过
螺纹进行连接，法兰对管壁
产生的附加应力较小。常用 于高压管道。
13
按形状分类
圆形法兰最常见，方形法兰利于管子排列紧凑，椭
圆形法兰常用于阀门和小直径的高压管子上。
14
三、影响法兰密封的因素
影响法兰密封的因素主要有：螺栓预紧力、密封 面型式、垫片性能、法兰刚度、操作条件。
10
⑵对焊法兰
又称高颈法兰或长颈法兰。
长颈提高法兰刚性，厚度比筒体厚，降低根部弯曲应力。
对接焊缝，比平焊法兰的角焊缝强度好。 对焊法兰适用于压力、温度较高或设备直径较大的场合。
11
2. 松式法兰 ⑴活套法兰
法兰不直接固定在壳体上或虽然固定而不能保证法兰与壳 体作为一个整体承受螺栓载荷的结构。
法兰盘可用不同材料，用于铜制、铝制、陶瓷、石墨及其 非金属材料的设备或管道上。 受力后无附加弯曲应力，只适用于压力较低场合。

《机械设计基础》第10章轴及轴毂联接PPT课件

《机械设计基础》第10章轴及轴毂联接PPT课件
（1）碳素结构钢，如Q235、Q275等。 （2）35、40等优质碳素钢，其中价廉物美的45
应用最普遍。
（3）合金钢，如35CrMo、40Cr等，比碳钢更好 的机械性能和淬透性，价格更高。
（4）球墨铸铁，代替合金结构钢做形状复杂 的轴，吸振性好，对应力敏感性低。
3.轴的毛坯形式 一般采用轧制的圆钢或锻件。
② 即使是塑性较好材料，经过多次应力循环后， 也会和脆性材料一样发生突然断裂，断裂前 没有明显的塑性变形。
③断口上呈现明显的两个区域： 光滑区和粗糙区。
（3）与特点对应的原因
交变应力超过一定限度并反复作用
最大应力处或材料薄弱处产生裂纹
裂纹扩展 脆性断裂
形成光滑区 形成粗糙区
2.疲劳极限（或持久极限） 指材料试样经过无穷多次应力循环而不发生破
第10章 轴及 轴毂联接
第10章 轴及轴毂联接
10.1 轴的类型及其材料 10.2 动载荷与交变应力 10.3 轴的结构设计 10.4 轴的强度设计 10.5 轴毂连接
10.1 轴的类型及其材料
一、轴的功用及其类型
1.功用 1）支承回转运动零件；2）传递运动和动力 2.类型 ①按其结构形状分为光轴和阶梯轴。
R1或C1
表11.6.1 圆角半径R1和倒角C1/mm
＞10～ ＞18～ ＞30～ ＞50～ ＞80～
18
30
50
80
100
0.8
1.0
1.6
2.0
2.5
1.6
2.0
3.0
4.0
5.0
（2）套筒和圆螺母 套筒
应力集中，削弱强度
注意：轴上两零件相距较近时， 一般采用套筒；当两零件相距 较远时 ，可采用圆螺母。

第十章 螺纹联接

第十章 螺纹联接
0.5
螺栓的当量应力
e2 3 22 3 (0 .5 )2 1 .3
螺栓的强度条件为：
e 41d.132F []
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d1
41.3F
[]
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为了减小螺栓上的载荷，可以采用套、键、销 等各种抗剪件来承受横向载荷。
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二、螺纹连接的防松 防松实质：防止螺纹副间的相对转动。 防松方法按其工作原理可分为：
摩擦防松 机械防松 永久性防松
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1）摩擦防松
① 双螺母
教学演示
结构简单、使用方便、结构大、可靠性不高， 适用于平稳、低速重载的连接。
2019/12/30ຫໍສະໝຸດ ② 弹簧垫圈教学演示
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拧紧螺母时的力矩和预紧力
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拧紧螺母时，所施加的扳手力矩T ，用来克服螺纹副间的阻力矩T1和 螺母与支承面上的摩擦力矩T2，即
TT1T2
对于常用的粗牙三角螺纹，有如下 近似关系
T0.2Fd 装配时控制预紧力的方法。
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2）提高疲劳强度的措施
1. 减小应力幅

max

4F0
d12
min

4F '

d
2 1
a 1 2(m ax m)i n 1 2(4 F 0d 1 2 4 F ') C b C b C m 2 d F 1 2
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为了减少螺栓刚度，可适当增大螺栓的长度 、减少螺栓杆的直径、做成空心杆或在螺母 下面安装弹性元件等措施。

机械基础第十章连接.

机械基础第十章连接.

机械设计基础——过盈连接的倒角
液压拆装的圆锥面过盈连接
p 靠螺母压紧的圆锥面过盈连接
机械设计基础——联接
过盈连接的装配要求
❖ 配合表面应具有良好的表面粗糙度，零件经加 热或冷却后要将配合面擦净。
❖ 压合前，配合表面处理干净并涂以润滑油，以 免装配中擦伤配合面。
❖ 压入过程应连续，不宜过快；压入速度一般为 2～4mm/s（不宜超过10mm/s），并应准确控 制压入行程。
② 渐开线花键 定心方式为齿形定心，当齿 受载时，齿上的径向力能自 动定心，有利于各齿均载， 应用广泛，优先采用
三角形花键——齿数较多，齿较小，对轴强度削弱小。适 于轻载、直径较小时及轴与薄壁零件的联 接应用较少
df
机械设计基础——联接
二、花键联接的设计计算
设计：选花键类型→按轴径定花键尺寸→验算联接强度
❖ 压合时，应始终保持轴和孔同轴线，不许偏斜 ；应经常用角尺检查校正。
❖ 对于细长的薄壁件，更要细心检查其过盈量和 形状偏差，装配时尽可能垂直压入，以防变形 。
机械设计基础——联接
过盈连接的装配方法
❖ 压入配合法 可用手锤加垫块敲击压入，也可采用 各类压力机压入。
❖ 热胀配合法 又称红套，是利用金属材料热胀冷缩 的物理特性，在套与轴有一定过盈时，将套加热， 使孔胀大，然后将轴装入胀大的孔中，待冷却后， 轴与套孔就获得了传递轴向力、扭矩或轴向力与扭 矩同时作用的结合体。
粗牙：常用 细牙：螺距小，自锁 性能更好。常用于承 受冲击、振动及变载 荷、或空心、薄壁零 件上及微调装置中。
细牙缺点：牙小，相同载荷下磨损快，易脱扣。
机械设计基础——联接
2) 矩形螺纹
特点：牙形为正方形，=0，

第十章+联接

第十章+联接

2 、紧螺栓连接
1)只受预紧力 F 作用的紧螺栓连接
a. 普通螺栓联接
靠摩擦力传递横向载荷的紧螺栓连接
zfF m Ks R
F ks R / zfm
式中：
f — 接合面摩擦系数
m — 接合面数
z — 螺栓数目
ks —可靠性系数
靠摩擦力传递转矩的紧螺栓连接
zfF D0 / 2 k sT F 2k sT / zfD0
10.5.3 采用减载装置，减少螺栓的受力
10.6 螺 旋 传 动


10.6.1
概
述
螺旋传动的特点：
螺旋传动主要是变回转运动为直线运动。
分 类
按其用途可分为三类
(1)传力螺旋：
以传递动力 为主。如千斤 顶、起重器、 压力机等。
螺旋千斤顶
(2) 、传导螺旋
以传递运 动为主，要 求有较高的 运动精度。
2、按用途分
{
连接螺纹 传动螺纹
3、按母体形状分
{
圆柱螺纹 圆锥螺纹
10.1.2 螺纹的主要几何参数
d--螺纹大径 d1--螺纹小径 d2 --螺纹中径 n--线数 p--螺距 s--导程 ψ--螺纹升角 ，--牙型角，牙侧角 h--螺纹接触高度
s np arctan( ) arctan( ) d 2 d 2
2 1
或： d1 4 1.3F0 / [ ]
式中：F0—螺栓的总拉力 N d1—螺栓的小径 mm [σ]—螺栓材料的许用应力 MPa
10.4.2 铰制孔螺栓联接的强度计算
强度条件：
4 Fs / d s2 [ ] p Fs / d s hmin [ p ]

机械设计基础 第十章 联接


§10—4 螺纹联接的基本类型及 螺纹紧固件
一、螺纹联结基本类型 二、螺纹紧固件
一、螺纹联接的基本类型
1、螺栓联接 a) 普通螺栓联接：
被连接件通孔不带螺纹，被联接件不太厚， 装拆方便。螺杆带钉头，螺杆穿过通孔与螺母配合 使用。装配后孔与杆间有间隙，并在工作中不许消 失，结构简单，可多次装拆，应用较广。
牙根强度弱，加工困难，常被梯形螺纹代替。
梯形螺纹特点： =2=30。比矩形螺纹效率略低。 牙根强度高，易于对中，易于制造，剖分螺母 可消除间隙，在螺旋传动中有广泛应用。
有粗牙普通螺纹M10和M68，请说明在静载 荷下这两种螺纹能否自锁（已知摩擦系数f = 0.1~0.15） 查得： 解： 1、首先求螺纹升角λ 。
粗牙螺纹
细牙螺纹
2、管螺纹 特点：用于管件连接的三角螺纹，=55,螺纹面间 没有间隙，密封性好，适用于压强在1.6MPa以下的 连接。管螺纹广泛用于水、汽、油管路联接中。
管螺纹除普通细牙螺纹外，还有60º 55º 、 的圆柱 管螺纹和60º 55º 、 的圆锥管螺纹。 管螺纹公称直径是管子的公称通径。
L=nP(n=2) L=nP(n=2) L=nP(n=2)
dd d dd 2 2 d2 dd 1 1 d1


P P P

d 1 1 d 1 d d 2 2 d 2 d d d d
hh h
LL L
4）螺 距 P — 相邻两牙在中径圆柱面的母线上对应 两点间的轴向距离。 5）导程（S）— 同一螺旋线上相邻两牙在中径圆柱面 的母线上的对应两点间的轴向距离。 6）线数n —螺纹螺旋线数目，一般为便于制造n≤4。 螺距、导程、线数之间关系：S=nP
M10螺纹： 螺距P=1.5mm，中径d2=9.026mm； M68螺纹： 螺距P=6mm， 中径d2=64.103mm。 M10螺纹升角：

机械设计基础第10章连接(键、花键-六)

第10章 连 接
§10－1 螺纹 §10－2 螺旋副的受力分析、效率和自锁 §10－3 机械制造常用螺纹（略） §10－4 螺纹连接的基本类型及螺纹紧固件 §10－5 螺纹连接的预紧与防松
§10－6 螺栓连接的强度计算 §10－7 螺栓的材料和许用应力 §10－8 提高螺栓连接强度的措施 §10－9 螺旋传动 （略） §10－10 滚动螺旋简介（略） §10－11 键连接和花键连接
在重型机械中常采用切向键 ——一对楔键组成。
窄面 工作面
d 潘存云教授研制
斜度1：100
装配时将两楔键楔紧，键的窄面是工作面，所产生 的压力沿切向方向分布，当双向传递扭矩时，需要 两对切向键分布成120~130 ˚ 。
二、平键联接的强度校核 1. 类型的选择 应根据各种平键的特点及具体应用情况来选择。 考虑：扭矩大小、对中性要求、轴上位置等情况。 2 . 尺寸的选择 键是一种标准件，主要尺寸：长L、宽b、高h b×h____按轴的直径由标准选取。表10－9 P156 L_____参照轮毂宽度B从标准中选取 一般： L=B－(5～10) mm 3. 材料的选择 键的材料常用45钢：σB≥ 600 MPa的碳素钢
MPa
表10-11 花键连接的许用挤压应力[σp ]和许用压强[p ]
连接工作方式
工作条件
[σp ] 或[p ] 齿面未经热处理 齿面经热处理
不良
35~50
40~70
静连接[σp ]
中等 良好
潘6存0云~教1授0研0制 80~120
100~140 120~200
动连接[p ] (空载下移动)
动连接[p ] (在载荷下移动)
二、平键联接的强度校核
1. 类型的选择 2 . 尺寸的选择 3. 材料的选择

第十章 螺纹


摩擦防松
利用拧紧螺母 时，垫圈被压平后 的弹性力使螺纹副 纵向压紧。
两螺母对顶拧紧， 螺栓旋合段受拉而螺母 受压，从而使螺纹副纵 向压紧。
利用螺母末端 椭圆口的弹性变形 来箍紧螺栓，横向 压紧螺母。
拧紧螺母上小螺 钉，切口上、下变形 合拢，压紧螺纹。
机械防松 利用开 口销使螺栓 螺母相互约 束。 将垫片 折边以固定 螺母和被联 接件的相对 位置。
用金属丝使一组 螺钉头部相互约束， 当有松动趋势时金属 丝更加拉紧。
机械防松 利用开 口销使螺栓 螺母相互约 束。 将垫片 折边以固定 螺母和被联 接件的相对 位置。
用金属丝使一组 螺钉头部相互约束， 当有松动趋势时金属 丝更加拉紧。
使垫片内翅嵌入螺拴(轴)的槽内，拧紧螺母 后将垫片外翅之一折嵌于螺母的一个槽内。
永久性防松
用粘合剂涂于 螺纹旋合表面，拧 紧螺母后粘合剂能 自行固化，防松效 果良好。
利用焊接、冲点等 方法使联接变成不可折 联接，排除螺纹副相对 转动的可能性
§10-4 螺栓联接的强度计算
螺栓及螺母等都是标准件，其螺纹牙、螺栓 头、光杆和螺母的结构及尺寸等，是根据等强度 原则及使用经验确定的。采用标准件时，上述尺 寸一般无须进行强度计算，所以螺栓联接的计算， 主要是确定螺栓危险剖面的直径（近似为小径） 或校核其强度。 一、受拉螺栓联接 受拉螺栓在静载荷作用下，主要失效形式是 螺纹部分的塑性变形和断裂；在变载荷作用下， 多为螺纹部分的疲劳断裂，所以其设计准则是保 证螺栓有足够的静拉力或疲劳拉伸强度。
内螺纹
外螺纹
潘存云教授研制
螺 纹 的 分 类
矩形螺纹 三角形螺纹 按螺纹的牙型分 梯形螺纹 锯齿形螺纹 右旋螺纹 按螺纹的旋向分 左旋螺纹 单线螺纹 按螺旋线的根数分 多线螺纹 外螺纹 按回转体的内外表面分 内螺纹 联接螺纹 按螺旋的作用分 螺旋传动 传动螺纹 按母体形状分

第10章 习题解答(联接)09


作业一
作业一
41.3 20358 15.9mm 133.3
式中： S 400 133.3MPa 螺栓选用45钢，不控制预紧力
S3
故取M20 d1=17.294>15.9mm
安全系数取3是正确的
四.根据螺栓间距和扳手空间确定分布圆直径D0
D0 D 2[d (3～6) 10] 160 2[20 (3～6) 10] 226～232mm
P11.522～24/01表.5 1012-.47305

177.8MPa
作业一
作业一
7.图示夹紧螺栓中,已知螺栓数为2,螺纹为M20,螺栓力学性能等
级为4.8级,轴径D=50mm,杠杆长L=400mm,f=0.15,求W的允许。
解：
不滑移条件：(f

F0

z

m)
D 2

CWL
W fzmDF 0 2CL
S
s

41.3 F0 d12
S

4 1.3 12923.1 3 13.8352
335.4MPa
式中： d1 13.835mm
查表10-5，选择螺栓力学性能等级为5.8，螺母为5级。
作业一
10.图示为一液压油缸，油压p=作业3一MPa，油缸内径D=160mm，为保证 气密性，螺栓间距≤4.5d，螺柱力学性能等级为5.8级，试计算 此螺栓联接和分布圆直径。
arctan P 3.17 d2
arctan f 6.59 cos
rf

dw d0 4
5.125mm
P148/表10-5，10-6，10-7
即得螺栓的拉应力为： Fa 24326 .95 N mm
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(2)小径d1（内径）： 与外螺 纹牙底(或内螺纹牙项)相重合 的假想圆柱体的直径。
螺纹的最小直径，在强度计算中 作为螺栓危险剖面的计算直径。
(3)中径d2：假想圆，该圆柱的母线上牙型沟槽和凸起 宽度相等。
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。n ≤4 （5）螺距p ：相邻两牙在中径线上对应两点间的轴向距离。 （6）导程s ：同一条螺旋线上的相邻两牙在中径线上对应两 点间的轴向距离。 s = np （7）螺纹升角ψ ：中圆 柱上，螺旋线的切线与垂 直于螺纹轴线的平面的夹 角。
d1—计算直径
二、紧螺栓联接（承受静、变载荷） 装配时要拧紧，工作载荷作用之 前，螺栓已受预紧力 Fa作用。 ★ 普通螺栓联接
螺栓受力 螺纹力矩 T1 预紧力 F′ Fa引起的拉应力： T1 引起的切应力： 切应力 拉应力 Fa F Fa T1
Fa T F
Fa 复合应力状态
4Fa σ= 2 πd1
二．非矩形螺纹 二．非矩形螺纹 匀速上升: Ｆ＝Ｆa·tg(φ＋ρ′) 匀速下降: Ｆ＝Fa·tg(φ－ρ ′)
(10-5a) (10-5b)
d2 d2 T = F = F a tg (ϕ + ρ ′ ) × 2 2
(10-6a) (10-6b)
自锁条件： φ ≤ρ′ (10-7) α (β )↑ ρ′ ↑ →自锁性↑ α 自锁性↓ φ↑→ β 要自锁好→ α (β ) ↑ , φ ↓(单头)
δc0
F0 F0 螺栓 a)图 b)图 不受力 F0 伸长量 被连接件 不受力 F0
δ b0
F0 = c1
压缩变形量
δ c0
F0 = c2
δb0
F0
△δ
△δ
Fa
T F0
δc0
FE FR FR FE
F0 F0 螺栓 c）图 承受工作载荷 F0↗Fa 拉伸增量Fa-F0 总伸长量δb0+△δ F0↘FR Fa 被连接件
第10章 连 接
连接：将两个或两个以上的零件组合成一体的结构。 可拆联接： 允许多次装拆，不会破坏或 按是否可拆分为
损伤联接中的任何一个零件，如键联接、 螺纹联接和销联接等。
不可拆联接： 若不破坏或损伤联接中
的零件就不能将联接拆开，如焊接、铆 接、粘接等。 界于可拆和不可拆联 过盈配合联接： 接之间的一种联接。
按被联接件之间是否可 动联接：铰链、轴和轴承等。 以有相对运动可以分为 静联接：键联接、螺纹联接等。 本章主要研究普通平键联接和螺纹联接。
§10-1螺纹参数 §10-1螺纹参数
(1)大径d （外径）：与外螺 纹牙顶(或内螺纹牙底)相重 合的假想圆柱体的直径。
螺纹的最大直径，标准中定为公称 直径。
Fa— 预紧力 预紧的目的 拧紧力矩 T： T = T1+T2 T1 — 螺纹阻力矩 T2 — 螺母支承面摩擦阻力矩
+ f c Fa r f
防止连接松脱，增强可靠性 被连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
Fa d 2 = tg (ψ + ρ ′ ) 2
≈ 0 .2 F a d ( N . mm )
d2 d2 = F a tg (ϕ − ρ ′) × T = F 2 2
三.效率: 三.效率:
当匀速上升:
η
η＝有效功／输入功 πd 2 φ o ＝Ｆa·Ｓ／（Ｆπｄ2） 45 − ρ ′ / 2 ＝Ｆa·πｄ2 tg φ/[Ｆa·tg(φ＋ρ′)πｄ2]
ϕ
S
tg ϕ η = tg ( ϕ + ρ ′ )
工作载荷
轴向拉力 横向剪力
塑性变形、断裂 压溃、剪断
一、松螺栓连接（承受静载荷）
工作前螺栓不受力，工作后螺栓受拉伸载荷。
螺栓所受拉力 = 工作载荷 危险截面的强度条件： σ = A = 1
4
F
Fa
≤ [σ ]拉力；A—危险截面面积； 设计式：
d1 ≥ 4 Fa π [σ ] mm
压缩减量F0- FR 总压缩量δc0-△δ
Δ不
F0
△δ
△δ
Fa
T F0
Δ才
FE FR FR FE Fa
F0 F0 静力平衡条件： Fa = FR + FE
Q Fa = F0 + c1Δδ FR = F0 − c2 Δδ 总拉力 ∴ FE = c1Δδ + c2 Δδ FE 即Δδ = c1 + c2
4F 剪切强度条件： τ = m π d 2 ≤ [τ ] 0
挤压强度条件： σ
p
=
F d 0δ
≤ [σ p ]
d 0— 螺栓杆受剪面直径
δ — 最小挤压高度
设计时，按上述公式分别计算出d0
2. 受轴向工作载荷的螺栓强度 单个螺栓所受轴向工作载荷：
p ⋅ πD 2 / 4 FE = = Z z FQ
（一） 利用摩擦防松 1.弹簧垫圈
弹力保持一定压力 切口尖端逆向
2.对顶螺母 在螺母和螺栓之间形成内 力，保证摩擦力。 结构简单、使用方便 可靠性不高 用于平稳、低速、重载
3 .锁紧螺母
螺母末端椭圆口的弹性变形箍紧螺栓，横向压紧螺纹副
4.尼龙圈锁紧螺母
螺母末端的尼龙圈箍紧螺栓，横向压紧螺纹副
F
ϕ
πd 2
一．矩形螺纹 :: (α =0○ )) 一．矩形螺纹 (α =0○ 分析: 1.当匀速上升:
FR
Fn
ρ F
V
FR Fa
φ+ρ
F →加载Ｆa(轴向力,自重,阻力) →法向反力Fn(⊥斜面) →摩擦阻力: f· Fn=Ff →施加水平推力Ｆ →合反力FR ∵(滑块) 合力＝０ FR与Fn夹角→摩擦角ρ: tgρ＝ f ＝ Ff /Ｆn ∴ＦR与Ｆa 夹角＝φ＋ρ ∴Ｆ＝Ｆa·tg(φ ＋ρ) (10－2a) 作用在螺旋副上的驱动力矩：
普通螺纹 三角螺纹 常用螺纹 矩形螺纹 梯形螺纹 锯齿型螺纹 螺纹旋向——常用右旋，特殊要求时用左旋 传递运动或传力 管螺纹 一般联接 管路联接
例10.1 计算粗牙普通螺纹M10和M30的螺纹升角，并说
明在静载荷下这两种螺纹能否自锁(摩擦系数 0.15)。 解1) 螺纹升角 由表10.1查得M10的螺矩Ｐ=1.5mm，中 径 =9.026mm； M30的Ｐ=3.5mm， =27.727mm。 对于M10： 对于M30： =0.1～
φ F f F a
d2 d2 T = F = F a tg (ϕ + ρ ) × 2 2
2. 当匀速下降 :图(10－4,c) →施加水平支持力Ｆ (匀速下滑)
Fn
FR
Ff Fa
FR
F = F a tg (ϕ − ρ )
φ
ρF Fa
φ－ρ
F (10-3b)
当Ｆ＝０→ 滑块在斜面运动状态不变 Ｆ＜０→ 作用力Ｆ与假设力的方向相反→推力 →无论Ｆa多大，滑块不会自动下滑→自锁 自锁条件： Ｆ≤０ → φ ≤ ρ
d1 ≥ 4 × 1 .3 Fa π [σ ]
MPa
mm
螺栓虽受转矩和预紧力的联合作用，但强度计算以受 拉伸进行，仅将螺栓所受的轴向拉伸载荷增大30%来考虑 切应力的影响。
1. 受横向力工作载荷的螺栓强度 当用普通螺栓连接时， 螺栓仅受预紧力Fa作用，靠 接合面间的摩擦力来传递载 荷。因此，接合面间所产生 的最大摩擦力必须大于或等 于横向载荷，即：
（二）直接锁住 1. 槽型螺母与开口销
2 .止动垫圈
（三）破坏螺纹副关系
焊接
涂胶
冲点
§10-6 螺栓连接的强度计算
普通螺栓连接 螺栓连接 用于轴向或横向工作载荷
用于横向工作载荷 铰制孔用螺栓连接 横向工作载荷 外载方向垂直于螺栓轴线 （横向剪力） 轴向工作载荷 （轴向拉力） 外载方向平行于螺栓轴线 保证螺栓的疲 劳拉伸强度。 保证连接的挤压强度、 保证螺栓的剪切强度。
螺栓
c = F / δ→刚度= 载荷 / 变形 剩余 轴向
预紧力 外载荷 代入可得：F
a
c1 = F0 + FE c1 + c2
FR = F0 − FE
c2 c1 + c2
为了保证连接的紧密性，防止连接受载后接合面产生间隙，应 使 FR > 0 。 剩余预紧力应满足下列要求： 1）无特殊要求时 F″ =（0.2~0.6) FE 2）变载作用时 F″ =（0.6~1.0) FE 3）有紧密性要求时 F″ =（1.5~1.8) FE 强度条件： σ
d2 d2 T = F = F a tg (ϕ − ρ ) × 2 2
二．非矩形螺纹 二．非矩形螺纹 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
为当量摩擦系数
同理 →将ρ→ρ′ (当量摩擦角) tgρ′＝f / cos β = f ′ (10-4) (当量摩擦系数)
受剪螺栓连接
2.螺钉连接
拧入深度： 铜或青铜：H=d 铸 铁：H=1.25~1.5d 铝 合 金： H=1. 5~2.5d 螺钉连接：多用于受力不太大，被 连接件不宜做成通孔，又不需要经 常拆装的场合。
螺钉连接
3.双头螺柱连接 双头螺柱连 接：适用于被 连接件之一较 厚、不便加工 通孔，但需经 常拆卸的场合 或用螺钉无法 安装。
为防止将螺栓拧断，对于要求预紧的强度螺栓连接应严 格控制其适度的预紧力，并不宜用小于M12 的螺栓。
11 1
22 2
11 1
22 2
33 3
44 4
控制预紧力的目的： 预紧力过大，会使连接超载 预紧力不足，可能导致连接失效 重要的螺栓应控制预紧力
二、螺纹连接的防松
防松的原因 1.冲击、振动或变载荷作用下，螺纹副间的摩擦力可 能减小或瞬时消失。 2.在高温或温度变化较大的情况下，由于螺纹连接件 和被连接件的材料发生蠕变和应力松弛，使连接中的 预紧力和摩擦力逐渐减小。 防松的根本问题 防止螺纹副相对转动。 防松的原理 利用摩擦、直接锁住、破坏螺纹副关系。