螺纹连接20题

1、1. 一厚度S =12mm勺钢板用4个螺栓固连在厚度S i=30mm勺铸铁支架上，螺栓的布置有(a)、(b)两种方案，如图所示。已知：螺栓材料为 Q235, (T =95MPa t =96MPa,钢板c P=320MPa 铸铁c pi=180MPa接合面间摩擦系数f=,可靠性系数Kf = ,载荷丘=12000N尺寸I =400mma=100mmF2； 1* 丁 4F(1) 试比较哪种螺栓布置方案合理(2) 按照螺栓布置合理方案，分别确定采用普通螺栓连接和铰制孔用螺栓连接时的螺栓直径。解题时，首先要将解题分析：本题是螺栓组连接受横向载荷和旋转力矩共同作用的典型例子。作用于钢板上的外载荷 F.向螺

2、栓组连接的接合面形心简化，得出该螺栓组连接受横向载荷 H和旋转力矩T两种简单载荷作用的结论。然后将这两种简单载荷分配给各个螺栓，找出受力最大的螺栓， 并把该螺栓承受的横向载荷用矢量叠架原理求出合成载荷。在外载荷与螺栓数目一定的条件下，对 不同的螺栓布置方案，受力最大的螺栓所承受的载荷是不同的，显然使受力最大的螺栓承受较小的 载荷是比较合理的螺栓布置方案。若螺栓组采用铰制孔用螺栓连接，则靠螺栓光杆部分受剪切和配合面间受挤压来传递横向载荷，其设计准则是保证螺栓的剪切强度和连接的挤压强度，可按相应的 强度条件式，计算受力最大螺栓危险剖面的直径。若螺栓组采用普通螺栓连接，则靠拧紧螺母使被 连接件接合面

3、间产生足够的摩擦力来传递横向载荷。在此情况下，应先按受力最大螺栓承受的横向 载荷，求出螺栓所需的紧力；然后用只受预紧力作用的紧螺栓连接，受拉强度条件式计算螺栓危险 剖面的直径di；最后根据di查标准选取螺栓直径 d,并根据被连接件厚度、螺母及垫圈厚度确定螺 栓的标准长度。解题要点：1 螺栓组连接受力分析(1)将载荷简化将载荷B向螺栓组连接的接合面形心0点简化，得一横向载荷b =12000N和一旋转力矩T=Fw|=12000X 400= x 106N - mm(图解一)。图解一托架螺栓组连接(2 )确定各个螺栓所受的横向载荷在横向力 巳作用下，各个螺栓所受的横向载荷Fsi大小相同，与 巳同向。F

4、si=Fs /4=12000/4=3000 N而在旋转力矩T作用下，由于各个螺栓中心至形心0点距离相等，所以各个螺栓所受的横向载荷Fs2大小也相同，但方向各垂直螺栓中心与形心0的连线(图解二)图解二托架蟆栓组连接对于方案（a）,各螺栓中心至形心 0点的距离为raa2 a21002 1002 141.1mm所以T4ra4.8 1064 141.48487NFsmax aFs2a2Fs1 Fs2a由图解二（a）可知，螺栓1和2所受两力的夹角a最小，故螺栓1和2所受横向载荷最大,cos30002 848722 3000 8487 cos45 10820N对于方案（b），各螺栓中心至形心 O点的距离为

5、rb=a=100mm所以F s2bT4rb648 型 12000N4 100由图解二b可知，螺栓1所受横向载荷最大，即smax bFs1 Fs2b 3000120001500N（3）两种方案比较在螺栓布置方案（a）中，受力最大的螺栓1和2所受的总横向载荷 Fsmaxa=10820N;而在螺栓布置方案（b）中，受力最大的螺栓1所受的总横向载荷 Fsmaxb=15000N。可以看出，Fsmaxa 11.98m) 2）校核配合面挤压强度:按图解三所示的配合面尺寸，有：螺栓光杆与钢板孔间Fsdsh1082013 8104MPap320MPa螺栓光杆与铸铁支架孔间Fs10820P1ds 113 30=

6、27.7MPa P1 180MPa故配合面挤压强度足够。（2）采用普通螺栓连接因为普通螺栓连接， 是靠预紧螺栓在被连接件的 接合面间产生的摩擦力来传递横向载荷，因此首先要 求出螺栓所需的预紧力 F。由 fFKfFs,得圏解三托架螺栓组连接竺 3空 86560 N0.1595根据强度条件式可得螺栓小径d1,即d14 1.3F43 86560 38.84mm查 GB196-81,取 M45(di=40.129mm38.8mm。2 有一轴承托架用 4个普通螺栓固联于钢立柱上，托架材料为HT15Q许用挤压力c P=60MPa螺栓材料强度级别为级，许用安全系数S=3，接合面间摩擦系数f =,可 靠性系数

7、Kf=,螺栓相对刚度Cb 0.2，载荷F=6000N尺寸如图所示。试设计此螺Cb Cm栓组连接。托架螺桂组连接解题分析：本题是螺栓组连接受横向载荷、轴向载荷和倾覆力矩共同作用的典型例 子解题时首先要将作用于托架上的载荷 F分解成水平方向和铅垂方向的两个分力， 并向 螺栓组连接的接合面形心 O点处简化，得出该螺栓组连接受横向载荷、轴向载荷和倾覆 力矩三种简单载荷作用的结论。然后分析该螺栓组连接分别在这三种简单载荷作用下可 能发生的失效，即：在横向载荷的作用下，托架产生下滑；在轴向载荷和倾覆力矩 的作用下，接合面上部发生分离；在倾覆力矩和轴向载荷的作用下，托架下部或立柱 被压溃；受力最大的螺栓被拉

8、断（或塑性变形）。由上述失效分析可知，为防止分离 和下滑的发生，应保证有足够的预紧力；而为避免托架或立柱被压溃，又要求把预紧力 控制在一定范围。因此，预紧力的确定不能仅考虑在横向载荷作用下接合面不产生相对 滑移这一条件，还应考虑接合面上部不分离和托架下部或立柱不被压溃的条件。同时， 要特别注意此时在接合面间产生足够大的摩擦力来平衡横向载荷的不是预紧力F,而是剩余预紧力F。螺栓所受的轴向工作载荷是由螺栓组连接所受的轴向载荷和倾覆力矩来确定的。显然，对上边两个螺栓来说，由螺栓组连接所受的轴向载荷和倾覆力矩所产生的轴向工作载荷方向相同，矢量叠加后数值最在，是受力最大的螺栓。最后就以受 力最大螺栓的轴

9、向工作载荷和预紧力确定螺栓所受的总拉力F。，根据螺栓的总拉力 Fo计算螺栓的直径尺寸，以满足螺栓的强度。解题要点：1 螺栓组受力分析如图所示，载荷F的可分解为横向载荷Fy Fcos30 6000COS30 5196 N (铅垂向下)轴向载荷Fx Fsin306000 cos303000 N (水平向右)把Fx、Fy向螺栓组连接的接合面形心 O点处简化，得到倾覆力矩MFx 180 Fy 4206(3000 1805196 420)2.722 10 N mm显然，该螺栓组连接受横向载荷 Fy、轴向载荷Fx和倾覆力矩M三种简单载荷的共 同作用。(1) 确定受力最大螺栓的轴向工作载荷 Fmax。在轴向

10、载荷Fx作用下，每个螺栓受到的轴向工作载荷为FpFx 300044750 N而在倾覆力矩M作用下，上部螺栓进一步受到拉伸,每个螺栓受以的轴向工作载荷Fm2.722 106 210 4 2102320 N显然，上部螺栓受力最大，其轴向工作载荷为Fmax FP Fm 750 3240 3990 N(2)确定螺栓的预紧力 F1)由托架不下滑条件计算预紧力F。该螺栓组连接预紧后，受轴向载荷Fx作用时，其接合面间压力为剩余预紧力F，而受倾覆力矩M作用时，其接合面上部压紧力减小，下 部压紧力增大，故M对接合面间压紧力的影响可以不考虑。因此，托架不下滑的条件式4fFKfFy所以4f FKfFy4fFmFCb

11、 CmCbCbCmFpKfFyFpCb CmFp将已知数值代入上式，可得1.2 5196F(1 0.2) 75010992 N4 0.152）由接合面不分离条件计算预紧力 FpminZFACb1CbCmFxCb MCb Cm W可得F 2 1走Fx式中 A 接合面面积，A=280X( 500-280) =61 600mrr;W接合面抗弯载面模量，即32805009.618 106 mn3Z螺栓数目，Z=4。其他参数同前。将已知数值代入上式，可得12 722 106F - （1 0.2）30006 616004087 N4 9.618 1063）由托架下部不被压溃条件计算预紧力 F（钢立柱抗挤压

12、强度高于铸铁托架）P minZFA1CbFxiCbMCbCmACb Cm W可得1 pa 1Fx Ma ZCb CmW式中,P为托架材料的许用挤压应力,p =60MPa其他参数同前。将已知数值入上式，可得F 160 61600(1 0.2)430009.61862.722 1066 61600= 921 113 N106综合以上三方面计算，取 F=11000NF0 F F 1.8F F 2.8F2.8 16 =45815 N2 计算螺栓的总拉力Fo这是受预紧力F作用后又受轴向工作载荷F作用的紧螺栓连接，故螺栓的总拉力F0FCb1- FCb Cm110000.2 399011798 N3.确定螺

13、栓直径d 4 1.3F0 d1 :.式中为螺栓材料的许用拉伸应力，由题给条件知s/S =360/3=120MPa。4 1.3 11798所以 dr 12.757 mm 120查 GB196-81,取 M16(d1=13.855mm12.757m)说明：该题也可先按托架不下滑条件确定预紧力F,然后校核托架上部不分离和托架下部不压溃。3有一气缸盖与缸体凸缘采用普通螺栓连接， 如图所示。已知气缸中的压力P在02MPa 之间变化，气缸内径 D=500mm螺栓分布圆直径D0=650mm为保证气密性要求，剩余预紧力F 1.8F (F为螺栓的轴向工作载荷)，螺栓间距t 4.5d (d为螺栓的大径)。螺 栓材

14、料的许用拉伸应力=120MPa许用应力幅 a 20 MPa选用铜皮石棉垫片，螺栓相对刚度Cb/(Cb Cm)0-8，试设计此螺栓组连接。V缸廉熾栓组连接解题分析：本题是典型的仅受轴向载荷作用的螺栓组连接。但是，螺栓所受载荷是变化的，因此应先按静强度计算螺栓直径，然后校核其疲劳强度。此外，为保证连接的 气密性，不仅要保证足够大的剩余预紧力，而且要选择适当的螺栓数目，保证螺栓间间 距不致过大。解题要点：1 初选螺栓数目Z因为螺栓分布圆直径较大，为保证螺栓间间距不致过大，所以应选用较多的螺栓， 初取Z=24。2 计算螺栓的轴向工作载荷F(1) 螺栓组连接的最大轴向载荷 Fq：D2500 计算螺栓的总

15、拉力F05klFq=p2 3.927 105N44(2) 螺栓的最大轴向工作载荷 F：Fq 3.927 1 06“Fq=NZ244 计算螺栓直径di4 1.3 45815120mm=25.139mm查 GB196-81,取 M30(d1=26.211mm25.139m)5 校核螺栓疲劳强度0.8 gBMPaa20MPaCb Cm d126.211故螺栓满足疲劳强度。6 校核螺栓间距DoZ6502485.1mm4.5d4.5 30135mm实际螺栓间距为故螺栓间距满足连接的气密性要求。4.起重卷筒与大齿轮用8个普通螺栓连接在一起，如图所示。已知卷筒直径D=4000mm 螺栓分布圆直径 D=500

16、mm接合面间摩擦系数 f =，可靠性系数 Ks=，起重钢索拉力 Ff50000N螺栓材料的许用拉伸应力=100MPa试设计该螺栓组的螺栓直径。解题分析：本题是典型的仅受旋转力矩作用的螺栓组连接。由于本题是采用普通螺栓连接，是靠接合面间的摩擦力矩来平衡外载荷一一旋转力矩，因此本题的关键是计 算出螺栓所需要的预紧力F。而本题中的螺栓仅受预紧力 F作用，故可按预紧力 F来确定螺栓的直径。解题要点:2.卷筒与大齿轮的螺栓组连接ifA 三计算旋转力矩Td T Fq -2计算螺栓所需要的预紧力F50000 坐0107N- mm2ZfFD0 DsTF2KZZfD?将已知数值代入上式，可得F2 1.2 105

17、0000 N mmZfD08 0.12 5003.确定螺栓直径di4 13F43 5000028.768mm 100查 GB196-81,取 M36(di=31.670mm28.768m)讨论：(1)此题也可改为校核计算题，已知螺栓直径，校核其强度。其解题步骤仍然是需先求F,然后验算1.3Fca2d1 /4(2) 此题也可改为计算起重钢索拉力 Fq=已知螺栓直径，计算该螺栓所能承受的预紧力F,然后按接合面摩擦力矩与作用于螺栓组连接上的旋转力矩相平衡的条件，求出拉力Fq,即由FqZfF DoKsDZfF DO25下图所示两种夹紧螺栓连接，图a用一个螺栓连接，图b用两个螺栓连接。已知图a 与图b中

18、：载荷Ff2 000N,轴径d=60mm截获Fq至轴径中心距离L=200mm螺栓中心 至轴径中心距离I =50mm轴与毂配合面之间的摩擦系数 f=0.5mm,可靠性系数K=螺 栓材料的许用拉伸应力 =100MPa试确定图a和图b连接螺栓的直径d。夹紧螺栓连接解题分析：（见图解）夹紧连接是借助地螺栓拧紧后，毂与轴之间产生的摩擦力矩来平 衡外载荷Fq对轴中心产生的转矩，是螺栓组连接受旋转力矩作用的一种变异， 连接螺栓 仅受预紧力F的作用。因为螺栓组连接后产生的摩擦力矩是由毂与轴之间的正压力Fn来计算，当然该正压力Fn的大小与螺栓预紧力F的大小有关，但若仍然按照一般情况 来计算则会出现错误。在确定预

19、紧力 F与正压力Fn的关系时，对于图a可将毂上K点 处视为铰链，取一部分为分离体；而对于图 b可取左半毂为分离体。F与Fn之间的关 系式确定后，再根据轴与毂之间不发生相对滑动的条件， 确定出正压力Fn与载荷Fq之间 的关系式，将两式联立求解，便可计算出预紧力 F之值，最后按螺栓连接的强度条件 式，确定出所需连接螺栓的直径dob)夹紧螺栓谨接解题要点：1 确定图a连接螺栓直径d(1)计算螺栓连接所需预紧力F将毂上K点视为铰链，轴对毂的正压力为 Fn,由正压力Fn产生的摩擦力为fFN取毂上一部分为分离体，对 K点取矩，则有Fn所以F Fn LKsFqLf (21 d )(注意：此时作用于分离体上的

20、力中没有外载荷而根据轴与毂之间不发生相对滑动的条件，则有2 fFN 牛2KsFqL所以KsFqL Ffd从而有KsFqLdKsFqLfd2l d f(2l d)将已知数值代入上式，可得=20000 N1.2 2000 2000.15 (2 5060)(2)确定连接螺栓的直径d该连接螺栓仅受预紧力F作用，故其螺纹小径为di4 1.3 2000V 10018.195mm查 GB196-81,取 M24(d1=20.752mm18.195m)2.确定图b连接螺栓直径d(1)计算螺栓连接所需预紧力F取左半毂为分离体,显然,F =Fn /2而根据轴与毂之间不发生相对滑动的条件，则有2fFN - KsFq

21、L2所以KsFqLFnfd从而有KsFqLfd将有关数值代入上式，可得KsFqL =1.2 2000200fd = 2 0.15 6026666.7 N(2)确定连接螺栓的直径d该连接螺栓仅受预紧力F的作用，故其螺纹小径为d14 1.3F4 1.3 26666.7100 21.09mm查 GB196-81,取 M30(d1=26.211mm21.009m)则连接螺说明：这里查取的连接螺栓直径d是按第一系列确定的；若按第二系列,栓的直径 d 为 M27( d1=23.752mr)i。6.图示弓形夹钳用Tr28 X 5螺杆夹紧工作，已知压力F=40000N,螺杆末端直径do=20mm 螺纹副和螺杆

22、末端与工件间摩擦系数f=。(1)试分析该螺纹副是否能自锁；(2)试计算 拧紧力矩T。弓形夹钳解题要点：(1) GB查得Tr28 X 5梯形螺纹的参数如下：大径d=28mm中径d2=25.5mm螺距P=5mm又知该螺纹为单线，即线数 n=1，所 以螺旋升角arctanarctan153.25713 34 16而当量摩擦角d225.5fv arctan fv arctancos已知f= , B =a/2=15。，所以得0.15v arctan8.8278 49 37cos15显然v，故该螺纹副能自锁。(2) 因为控紧螺杆既要克服螺纹副间的摩擦力矩T1,又要克服螺杆末端与工件间 的 摩擦力矩T2,故

23、拧紧力矩T= T1+ T2Ttan(v)df40000 tan(3.57125 58.827 )N mm 112112N mm2螺杆末端与工件间的摩擦相当于止推轴颈的摩擦，其摩擦力矩11T2 fFdo 0.15 40000 20N - mm=4000N mm3 3故得T= Ti + T2= (112 112+40000) N- mm=152 112 N- mm7图示为一螺旋拉紧装置，旋转中间零件，可使两端螺杆A和B向中央移近，从而将被拉零件拉紧。已知：螺杆 A和B的螺纹为M16(d1=13.385mm,单线；其材料的许用 拉伸应力=80MPa螺纹副间摩擦系数f=。试计算允许施加于中间零件上的最

24、大转矩Tmax,并计算旋紧时螺旋的效率n。螺旋拉紧装賈I解题分析：由题给条件可知；旋转中间零件，可使两端螺杆受到拉伸；施加于中间零件上的转矩T愈大，两端螺杆受到的轴向拉力 F愈大；而螺杆尺寸一定，所能承受的1.3F 一212 * 4/4最大轴向拉力Tmax则受到强度条件的限制，因此，对该题求解时首先应按强度条件式，计算出Tmax；然后由Tmax计算螺纹副间的摩擦力矩max ；最后求出允许 旋转中间零件的最大转矩T max。解题要点:(1)计算螺杆所能承受的最大轴向拉力Tmax1.3F 孑e 21 /4F=2 T 1max= 2 X 14 834=29 668 N mm(4) 计算旋紧时螺旋的效

25、率因为旋紧中间零件转一周，做输入功为Tma2 ,而此时螺杆A和B各移动1个导程l np 1 2mm=2mm做有用功为2F-J，故此时螺旋的效率为2F lmax1T max22 9251 20.19919.9%29688 2或按公式tantan 2.4800.19919.9%tan(v) tan(2.4809.826 )8有一升降装置如图所示，螺旋副采用梯形螺纹，大径d=50mm中径d2=46mm螺距p=8mm线数n=4,去承面采用推力球轴承。升降台的上下移动处采用导滚轮，它们的摩 擦阴力忽略不计。设承受截 Fqf50 000N，试计算：(1) 升降台稳定上升时的效率，已知螺旋副间摩擦系数f=。

26、(2) 稳定上升时施加于螺杆上的力矩。(3) 若升降台以640mm/min上升，则螺杆所需的转速和功率。(4) 欲使升降台在截获Fq作用下等速下降，是否需要制动装置若需要，则加于螺 杆上的制动力矩是多少升降装賢解题要点:(1)计算升降台稳定上升时的效率该螺纹的螺旋升角为12.480arcta n -np arctan d246而螺旋副的当量摩擦角为arctan fvarctan cos0.1arctan5.911cos15tantan( v)故得效率tan化8066.58%tan (12.4805.911 )(2)计算稳定上升时施加地螺杆上的力矩 TT=FQta n(v)亜5.911 )462

27、250000 TAN (12.486382487 N mm(3) 计算螺杆所需转速n和功率p按题给条件，螺杆转一周，升降台上升一个导程L=np=4X 8=32 mm，故若升降台以640mm/min的速度上升，则螺杆所需转速为n= (640* 32) =20 r/min计算螺杆所需功率P,有如下三种方法：1) 第一种计算方法：按螺杆线速度 1及圆周力Ft确定螺杆所需功率P。曲d2n60 100046 2060 10000.0482m/s及FtFQta n(v) 50000 ta n(12.4865.911 ) 16630 N可得p16630 o.4821000 10000.801kW2) 第二种

28、计算方法：按同一轴上功率 P与转矩T、转速n之间的关系式，可得Tn69.55 103824872069.55 100.8kW3) 第三种计算方法：按升降台以速度 2=640mm/m上升时所需功率来确定螺杆所需功率P,即F Q 210000.0107 m/s60 1000故得FQ 2100050000 0.01071000 0.66580.8 kW(4) 判断是否需要制动装置，计算制动力矩。而 12.486 , v 5.911 ,可知v螺旋副不自锁，故欲使升降台在载荷Fq作用下等速下降，则必须有制动装置。施加于螺杆上的制动力矩为T Fq tan(v)亜 50000 tan(12.4865.911

29、 ) 兰2 2=132 551N - mm9.有一受预紧力000N,螺栓的刚度 预紧力F。F和轴向工作载荷F=1 000 N作用的紧螺栓连接，已知预紧力 F =1Cb与被连接件的刚度Cm相等。试计算该螺栓所受的总拉力 F0和残余 在预紧力F不变的条件下，若保证被连接件间不出现缝隙，该螺栓的最大轴向工作载荷Fmax为多少解题要点：Fo云 F 1000 N 0.5 1 000 N 1500 N Cb CF 1000N-0.5 1000N500NCmFo1500 N-1000 N 500 N为保证被连接件间不出现缝隙，则1000 N 2 000N所以1 Cb/ Cb Cm1-0.5Fmax 2 00

30、0 N10如图所示为一圆盘锯，锯片直径 D=500mm用螺母将其夹紧在压板中间。已知锯片 外圆上的工作阻力Ft=400N，压板和锯片间的摩擦系数f=，压板的平均直径D0=150mm 可靠性系数=，轴材料的许用拉伸应力c=60MPa试计算轴端所需的螺纹直径。（提 示：此题中有两个接合面，压板的压紧力就是螺纹连接的预紧力。）解题要点:(1)计算压板压紧力F。由2fFDo2FKsFtD匸2 4 5 “ 5333.3 N2fD02 0.15 150(2)确定轴端螺纹直径。由4 1.3FF4 1.3 5 333.3 mmn 6012.130 mm查 GB196-81,取 M16( d13. 835 mm

31、 12.30 mm)11 如图所示为一支架与机座用4个普通螺栓连接，所受外载荷分别为横向载荷Fr=5000N轴向载荷Fq=16000N已知螺栓的相对刚度 G/ (Cb+C)=,接合面间摩擦系数， f=，可靠性系数匕=，螺栓材料的机械性能级别为级，最小屈服极限cmin=640MPa许用安全系数S=2，试计算该螺栓小径d1的计算值。4117解题要点(1)螺栓组连接受力分析这是螺栓组连接受横向载荷Fr和轴向载荷Fq联合作用的情况，故可按结合面不滑移计算螺栓所需的预紧力F ,按联接的轴向载荷计算单个螺栓的轴向工作载荷 F，然后求螺栓的总拉力Fo。1)计算螺栓的轴向工作载荷F。根据题给条件，每个螺栓所受

32、轴向工作载荷相等, 故有F 空 16000 N 4 000N442)计算螺栓的预紧力F。由于有轴向载荷的作用，接合面间的压紧力为残余预紧 力F，故有所以di 414000 mm3208.510 mm4fFKsFr而f f1CbfCbCm联立解上述两式，则得LKsFr,Cb厂1.25000N 1-0.254 000N13000NF1 一b f4fCbCm40.153)计算螺栓的总拉力F0。(2)计算螺栓的小径d1螺栓材料的机械性能级别为级，其最小屈服极限 Smin 640 MPa，故其许用拉伸应力荷 640 MPa 320 MPa12. 牵曳钩用2个M10(di=8.376 mm的普通螺栓固 定

33、于机体上，如图所示。已知 接合面间摩擦系数f=，可靠性系数Ks=，螺栓材料强度级别为级，屈服极限c s=360MPa许用安全系数S=3。试计算该螺栓组连接允许的最大牵引力Fr解题要点：(1)计算螺栓允许的最大预紧力Fmax1.3Fd：/4F maxd；4 1.3360MPa120 MPa，所以5 086.3 N(2)计算连接允许的最大牵引力FRmax由不得2 fFk Fmaxs R maxFmax1208.3762 “N4 1.3F Rmax2fFmax2 0.15 5086.3 N 1 2716 NKs1.213如图所示为一凸缘联轴器，用6个M10的铰制孔用螺栓连接，结构尺寸如图所示。 两半

34、联轴器材料为 HT2O0其许用挤压应力(T P1=100MPa螺栓材料的许用切应力T =92MPa许用挤压应力(T P2=300MPa许用拉伸应力(T =120MPa试计算该螺栓组连接允许传递的最大转矩Tmaxo若传递的最大转矩Tmax不变，改用普通螺栓连接，试计算螺栓小径dl的计算值(设两半联轴器间的摩擦系数 f=，可靠性系数Ks = )o解题要点：(1 )计算螺栓组连接允许传递的最大转矩Tmax该铰制孔用精制螺栓联接所能传递转矩大小受螺栓剪切强度和配合面挤压强度的制约。因此，可按螺栓剪切强度条件来计算Tmax,然后校核配合面挤压强度。也可按螺栓剪切强度和配合面挤压强度分别求出Tmax,取其

35、值小者。本解按第一种方法计算。由2T26D ds /4T max23D ds43 340112924N ?mm8917 913.4 N ? mm校核螺栓与孔结合面间的挤压强度:2T6 Dd shmin式中，hmin为配合面最小接触高度，hmin=60 mm-35 mm=25 mm P为配合面材料的许用 挤压应力，因螺栓材料的S大于半联轴器材料的円，故取p=円=100 MPa所以2Tmax6 Dd shmin2 8917913.4 MPa6 340 112531.8 MPaP 100 MPa满足挤压强度故该螺栓连接允许传递的最大转矩Tmax=8 917 N mm(2)改为普通螺栓连接，计算螺栓小

36、径d11)计算螺栓所需的预紧力F。按接合面间不发生相对滑移的条件，则有6fFD/2 KsTmax所以KsTmax1.2 8917913.4 N3fD 3 0.16 34065572.9 N2)计算螺栓小径d1d14 1.3F 4 13 65572.9 mm12030.074 mm14 有一提升装置如题图所示(1) 卷筒用6个Mgdi=6.647mn)的普通螺栓固连在蜗轮上，已知卷筒直径D=150mm 螺栓均布于直径D)=180mn的圆周上，接合面间摩擦系数f=，可靠性系数Ks=，螺栓材料 的许用拉伸应力C =120MPa试求该螺栓组连接允许的最大提升载荷 Wax。(2) 若已知Wax=6 00

37、0N，其他条件同(1)，试确定螺栓直径。 解题要点：(1)计算允许最大提升载荷Wax该螺栓组的螺栓仅受预紧力F作用，螺栓所能承受的最大预紧力为maxdi4 1.31206.64724 1.33 203.2 N则根据接合面间不发生相对滑动条件，可得6fFmaxKsWmax D2所以max6fF max D 0KsD6 0.15 3203.2 1801.2 1502 882.9 N(2)确定螺栓直径由接合面间不发生相对滑动条件，可得6 fFmax所以gxD 2 6000 150 “6 666.7 N6fD06 0.15 180d14 1.3F 4 1.3 6 666.7 120mm9.589 mm查 GB 196-81,取 M12(d1=10.106 mm9.589mn) 15如图所示，一钢制受拉零件用两个普通螺栓固定在钢制机座上，为保证联结可靠,试确定所需要的螺栓直径di,并验证被联接件接合面间是否会出现缝隙已知：拉力Q=2000N被联接件接合面的摩擦系数0.16，取可靠性系数Kf 1.2，联接的相对刚度Ci /(Ci C2)0.3，取螺栓的许用应力80MPa，其余尺寸见图示120mm解：z