第五章_螺纹连接和螺旋传动

第五章螺纹连接及螺旋传动基本要求:1) 掌握螺纹的基本知识——螺纹的基本参数、常用螺纹的种类、特性及其应用。

2) 掌握螺纹联接的基本知识——螺纹联接的基本类型、结构特点及其应用，螺纹联接标准件，螺纹联接的预紧与防松。

3) 掌握螺栓组联接设计的基本方法——螺栓组联接的结构设计，受力分析，单个螺栓联接的强度计算理论与方法。

4) 掌握提高螺纹联接强度的各种措施。

5) 掌握滑动螺旋传动的常用设计方法。

重点：1) 螺纹和螺纹联接的基本知识。

2) 螺栓组联接的受力分析，主要是复杂受力状态下的受力分析。

3) 单个螺栓联接的强度计算，主要是承受横向载荷和轴向拉伸载荷的紧螺栓联接的强度计算。

4) 螺栓组联接的综合计算，主要是三种情况：①校核螺栓组联接螺栓的强度；②设计螺栓组联接螺栓的直径尺寸；③确定螺栓组联接所能承受的最大载荷。

难点：1) 螺纹联接的结构设计。

2) 受倾覆力矩作用的螺栓组联接受力分析。

3) 复杂受力状态下的螺栓组联接受力分析。

4) 受预紧力和轴向工作载荷作用时，单个螺栓联接的螺栓总拉力的确定。

§5-1 螺纹螺纹连接是一种可拆连接，它是靠螺纹工作的。

其特点为：构造简单,拆装方便,工作可靠,各种螺纹连接件已标准化。

故应用广泛。

一、螺纹的类型及应用对螺纹的要求：5．按母体形状圆柱螺纹 圆锥螺纹旋向判定：顺着轴线方向看，可见侧左边高则为左旋，右边高则为右旋。

思考：螺纹是螺纹连接和螺旋传动的重要部分，要求有足够的强度(牙根和杆的断面)和良好的工艺性。

此外，连接螺纹必须自锁，管螺纹还要求有紧密性，传动螺纹要求高效率，调整螺纹和传递运动的螺纹则要求有足够的精度，起重螺纹既希望工作行程效率高，又要求自锁性能好。

二、螺纹的主要参数⑦接触高度：内、外螺纹旋合后的接触面的径向高度。

三、常用的螺纹的特点和应用范围1. 普通螺纹(三角形螺纹，代号：GB 192-1981)普通螺纹分粗牙和细牙，一般用粗牙。

牙形角α=2β=60°，因牙侧角β大，所以摩擦大，易自锁，主要用于连接。

第五章螺纹连接和螺旋传动作业一、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 。

A. 好B. 差C. 相同D. 不一定2、用于连接的螺纹牙型为三角形，这是因为三角形螺纹 A 。

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 B 。

A. 螺距和牙型角B. 升角和头数C. 导程和牙形斜角D. 螺距和升角4、对于连接用螺纹，主要要求连接可靠，自锁性能好，故常选用 A 。

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、用于薄壁零件连接的螺纹，应采用 A 。

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、若要提高受轴向变载荷作用的紧螺栓的疲劳强度，则可 B 。

A、在被连接件间加橡胶垫片B、增大螺栓长度C、采用精制螺栓D、加防松装置7、计算紧螺栓连接的拉伸强度时，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 B 倍。

A. 1.1B. 1.3C. 1.25D. 0.38、采用普通螺栓连接的凸缘联轴器，在传递转矩时， D 。

A. 螺栓的横截面受剪切B. 螺栓与螺栓孔配合面受挤压C. 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C 。

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、在螺栓连接中，有时在一个螺栓上采用双螺母，其目的是 C 。

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 B 。

A. 受力均匀B. 便于装配.C. 外形美观D. 降低成本12、当铰制孔用螺栓组连接承受横向载荷或旋转力矩时，该螺栓组中的螺栓 D 。

第五章螺纹连接和螺旋传动1、普通螺纹的公称直径指的是螺纹的大径，计算螺纹的摩擦力矩时使用的是螺纹的中径，计算螺纹危险截面时使用的是螺纹的小径。

2,、螺纹的升角Φ增大，则连接的自锁性（3）降低；传动的效率（1）提高；牙型角α增大，则连接的自锁性（1）提高，传动的效率（3）降低。

（1）提高（2）不变（3）降低3、在铰制孔用螺栓连接中，螺栓杆与孔的配合为（2）过渡配合（1）间隙配合（2）过渡配合（3）过盈配合4、在螺栓连接的破坏形式中，约有90％的螺栓属于疲劳破坏，疲劳断裂常发生在螺纹根部。

5、在承受横向载荷或螺旋力矩的普通紧螺栓组连接中，螺栓杆（3）。

（1）受切应力（2）受拉应力（3）受扭转切应力和拉应力（4）既可能只受切应力又可能只受拉应力6、紧螺栓连接受轴向外载荷。

假定螺栓的刚度Cb与被连接件的刚度Cm相等，连接的预紧力为F0，要求受载后接合面不分离，当外载荷F等于预紧力F0时，则（4）。

（1）被连接件分离，连接失效（2）被连接件即将分离，连接不可靠（3）连接可靠，但不能继续再加载（4）连接可靠，只要螺栓强度足够，还可以继续加大外载荷F第六章、键、花键、无键连接和销连接1、设计普通平键连接时，键的截面尺寸b×h根据（4）选择。

（1）所传递转矩的大小（2）键的标准（3）轮毂的长度（4）轴的直径2、普通平键连接的主要失效形式是工作面被压溃，导向平键连接的主要失效形式是工作面过度磨损。

3、与平键相比，楔键的主要缺点是：（4）（1）键的斜面加工困难（2）键安装时容易损坏（3）键楔紧后在轮毂中产生初应力（4）轴和轴上零件对中性差4、矩形花键连接采用小径定心，渐开线花键连接采用齿形定心。

5、型面曲线为摆线或等距曲线的型面连接与平键连接相比较，（4）不是型面连接的优点。

（1）对中性好（2）轮毂孔的应力集中小（3）装拆方便（4）切削加工方便第八章、带传动1、带传动正常工作时，紧边拉力F1和松边拉力F2满足关系（2）。

第五章螺纹连接和螺旋传动受拉螺栓连接1、受轴向力FΣ每个螺栓所受轴向工作载荷：zFF/∑=z：螺栓数目；F：每个螺栓所受工作载荷2、受横向力FΣ每个螺栓预紧力：fizFKF s∑>f：接合面摩擦系数；i：接合面对数；sK：防滑系数；z：螺栓数目3、受旋转力矩T每个螺栓所受预紧力：∑=≥niisrfTKF10sK：防滑系数；f：摩擦系数；4、受翻转力矩M螺栓受最大工作载荷：≥zMLF maxmax5、受横向力FΣ每个螺栓所受工作剪力：F==ii1螺栓连接强度计算松螺栓连接：]σπσ≤=421d只受预紧力的紧螺栓连接：[]σπσ≤=43.121dF受预紧力和轴向工作载荷的紧螺栓连接：受轴向静载荷：[]σπσ≤=43.1212dF受轴向动载荷：[]pmbba dFCCCσπσ≤∙+=212受剪力的铰制孔用螺栓连接剪力：螺栓的剪切强度条件：[]σπτ≤=4/2dF螺栓与孔壁挤压强度：[]pp LdFσσ≤=min螺纹连接的许用应力许用拉应力：[]S Sσσ=许用切应力：[]τστSS=许用挤压应力： 钢：[]PS P S σσ=铸铁：[]PB P S σσ=S σ：螺纹连接件的屈服极限；B σ：螺纹连接件的强度极限；p S S S ⋅⋅τ：安全系数第六章 键、花键、无键连接和销连接普通平键强度条件：[]p p kldT σσ≤⨯=3102 导向平键连接和滑键连接的强度条件：p kldT p ≤⨯=3102T ：传递的转矩，N.mkl ：键的工作长度，d ：轴的直径，mmMPa静连接强度条件：[]p mp zhld T σϕσ≤⨯=3102动连接强度条件：[]p zhld T p m≤⨯=ϕ3102ϕ：载荷分配不均系数，与齿数多少有关，一般取8.0~7.0=ϕ，齿数多时取偏小值z ：花键齿数l ：齿的工作长度，mm h ：齿侧面工作高度，C dD h 22--=，C 倒角尺寸m d ：花键的平均直径，矩形花键2dD d m +=，渐开线花键1d d m =，1d 为分度圆直径，mm[]pσ：花键许用挤压应力，MPa[]p ：花键许用压力，MPa第八章 带传动1、带传动受力分析的基本公式2001F F F F -=-201eF F F +=1F ：紧边接力，N ； N ； e F ：有效拉力，N ； αf eec F ：临界摩擦力，N ； αf F ：临界有效拉力，N ； f ：摩擦系数，N ； α：带在轮上的包角，rad 3、带的应力分析 紧边拉应力：A F 11=σ 松边拉应力：AF 22=σ 离心拉应力：Aqv A F e c 2==σ带绕过带轮产生的弯曲应力：db d hE=σA ：带的横剖面面积，mm 2； q ：带的单位长度质量，kg/m ；v ：带速，m/s ； E ：带的弹性模量，N/mm2； h ：带的厚度，mm ； d d ：带轮基准直径，mm带的最大应力发生在紧边绕入小带轮之处：b c σσσσ++=1max第十章 齿轮传动直齿轮 圆周力：1112d T F t = αcos 1t n F =向力：βtan t a F F = 法向力直齿轮齿根弯曲疲劳强度校核公式：[]F Sa Fa t F F bmY Y Y F K σσε≥=1设计计算公式[]32112F SaFa d F Y Y z Y T K m σφε∙≥ Fa Y ：齿形系数；Sa Y 应力校正系数； F K 弯曲疲劳强度计算载荷系数，βF Fa v A F K K K K K =εY 弯曲疲劳计算的重合度系数直齿圆柱齿轮齿面疲劳接触强度计算[]H Z H d H H T Z Z uu d T K σφσε≤±∙=12311 设计计算公式321112⎪⎪⎭⎫⎝⎛∙±∙≥HE H d H Z Z Z u u T K d σφε斜齿轮齿根弯曲疲劳强度校核公式[]F n d Sa Fa F F Z m Y Y Y Y T K σφβσβε≤=21321cos 2设计计算公式[]32121cos 2F SaFa d F n Y Y z Y T K m σφββ⋅≥锥齿轮轮齿受力分析 圆周力112m t d T F =径向力211cos tan a t r F F F ==δα 轴向力211cos tan r t a F F F ==δα 法向载荷αcos tn F F =齿根弯曲疲劳强度校核计算公式()[]F R R SaFa F F u zm Y Y T K σφφσ≤+-=15.01221321设计计算公式()[]32212115.01F SaFa R R F Y Y u zT K m σφφ∙+-≥齿面接触疲劳强度校核计算公式()[]H R R H EH H ud T K Z Z σφφσ≤-=31215.014 设计计算公式[]()321215.014u T K Z Z d RR H HEH φφσ-⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛≥ 第十一章 蜗杆传动 蜗杆圆周力11212d T F F a t ==]H K ：载荷系数，v A K K K K β=，A K 使用系数，βK 齿向载荷分布系数，v K 动载系数[]H H σσ/：分别为蜗轮齿面的接触应力和许用接触应力，MPa蜗轮齿根弯曲疲劳强度校核公式[]F Fa F Y Y md d KT σσβ≤=221253.1 设计公式[]βσY Y z KT d m Fa F 221253.1≥F σ：蜗轮齿根弯曲应力，MPa2Fa Y ：蜗轮齿形系数[]F σ：蜗轮的许用弯曲应力，MPa第十二章滑动轴承一、不完全液体润滑径向滑动轴承计算在设计时，通常已知轴承所受的径向载荷F<N>，轴颈转速n<r/min>，轴颈直径d<mm>，进行以下验算： 1、验算轴承平均压力p<MPa>MPa pv 许用值MPa.m/s[]v ：许用滑动速度，m/s二、不完全液体润滑止推滑动轴承的计算在设计止推轴承时，通常已知轴承所受轴向载荷Fa ，轴颈转速n ，轴颈直径2d 和轴承孔直径1d 以及轴环数目z ，处于混合润滑状态下的止推轴承需校核p 和pv 。