第6章 螺纹连接与螺旋传动

1、第第6章章 螺纹连接与螺旋传动螺纹连接与螺旋传动6.1 运动副的摩擦运动副的摩擦6.2 螺纹连接的基本知识螺纹连接的基本知识6.3 螺纹连接的预紧与防松螺纹连接的预紧与防松6.4 单个螺栓连接的强度计算单个螺栓连接的强度计算6.1运动副的摩擦6.1.1移动副中的摩擦力1、驱动功、驱动功(输入功输入功)：作用在机械上的驱动力所作的功为驱动功(即输入功)Wd；2、有效功有效功(输出功）输出功）：克服生产阻力所作的功为有效功(输出功)Wr；3、损耗功损耗功：克服有害阻力所作的功为损耗功Wf。它们之间的关系为WdWr Wf6.1.2机械效率及自锁一、机械功1、机械效率、机械效率：输出功和输入功的比值，

2、反映了输入功在机械中有效利用的程度，称为机械效率, 通常用表示。2、效率以功的形式表达、效率以功的形式表达： 3、效率以功率形式表达、效率以功率形式表达将各功除以时间t则得NdNr Nf 或其中Nd、Nr 、Nf分别为输入功率、输出功率与损耗功率。二、机械效率4、效率以力或力矩的形式表达、效率以力或力矩的形式表达设P为驱动力，Q为生产阻力，vP和vQ分别为P和Q的作用点沿该力作用线方向的速度，于是可得理想机械理想机械：指没有摩擦的机械。 理想驱动力理想驱动力：指理想机械中为了克服同样的生产阻力Q，所需的驱动力P0。理想机械的效率理想机械的效率0： 即 于是得机械效率的力表达式机械效率的力表达式

3、： 同理推得效率得力矩表达式为： 统一形式统一形式 ：三、机械的自锁 由于机械中总存在着损失功，所以机械效率1。若机械的输入功全部消耗于摩擦，结果就没有有用功输出，则=0。若机械的输入工不足以克服摩擦阻力消耗的工，则 0。在这种情况下不管驱动力多大都不能使机械运动，机械发生自锁。因此机械自锁的条件是0，其中=0为临界自锁状态，并不可靠。6.1.3螺旋机构的效率当以力矩M拧紧螺母是，相当与滑块在驱动力P作用下克服阻力Q沿斜面等速上升。当拧松螺母时，相当与滑块在力P作用下下滑。6.2螺纹连接的基本知识螺纹连接的基本知识6.2.1 常用螺纹的类型 常用螺纹的类型主要有普通螺纹、 管螺纹、 圆锥螺纹、

4、 矩形螺纹、 梯形螺纹、 锯齿形螺纹等, 前三种主要用于连接, 后三种主要用于传动。 起连接作用的螺纹称为连接螺纹, 起传动作用的螺纹称为传动螺纹。 标准螺纹的基本尺寸可查阅有关标准。6.2.2螺纹的主要参数 以图6-1所示圆柱普通螺纹为例图 6-16.2.3螺纹连接的分类及应用 如图6-2所示，螺纹按其牙型角可分为三角螺纹，梯形螺纹和锯齿形螺纹。三角螺纹主要用于联接；矩形、梯形和锯齿形螺纹主要用于传动。用于联接的三角螺纹又有普通螺纹，英制螺纹以及用于管路系统联接的圆柱螺纹，即管螺纹。在上述各种螺纹中，除矩形螺纹外，均已标准化。普通螺纹的螺距和基本尺寸见表（略）。 普遍螺纹即米制三角形螺纹，其

5、牙型角为60度，同一公称直径下有多种螺距，其中螺距最大的称为粗牙螺纹，其余为细牙螺纹。 如图6-3所示图 6-36.2.4螺纹连接的基本类型1、螺栓连接 2、双头螺柱连接 3、螺钉连接 4、紧定螺钉连接详细内容见表6-1螺栓连接双头螺柱连接螺钉连接图 6-46.2.4螺纹连接的基本类型 表6-16.2.4螺纹连接的基本类型 表6-1螺纹连接件实物6.3螺纹连接的预紧与放松6.3.1螺纹连接的预紧 一般螺纹连接在装配时都必须拧紧, 使连接件在承受工作载荷之前预先受到力的作用, 这个预加作用力称为预紧力。 预紧的目的是增大连接的紧密性、 可靠性和防松能力。 拧紧时, 用扳手施加拧紧力矩M, 以克服

6、螺纹副中的阻力矩M1和螺母支承面上的摩擦阻力矩M2, 故拧紧力矩 M=M1+M2(12 - 1)螺纹副间的摩擦力矩为 )tan(221dFM式中, F为预紧力, 单位为N； d2为螺纹中径, 单位为mm； d为螺纹公称直径, 单位为mm； 为螺纹升角； 当量摩擦角。 对于M10M68的粗牙普通螺纹, 无润滑时取M0.2Fd (12 - 3) (12 - 2)图 6-5 测力矩扳手 图 6-6 定力矩扳手 6.3.2螺纹连接的防松 在静载荷作用下, 连接螺纹升角较小, 能满足自锁条件。 但在受冲击、 振动或变载荷以及温度变化大时, 连接有可能自动松脱, 容易发生事故。 因此, 在设计螺纹连接时,

7、 必须考虑防松问题。 防松的根本问题在于防止螺纹副的相对转动。 按工作原理分有三种防松方式: 利用摩擦力防松； 利用机械元件直接锁住防松； 破坏螺纹副的运动关系防松。 常用防松方法如图6-7 ，6-8，6-9所示。 1、摩擦防松对顶螺母弹簧垫圈自锁螺母图 6-72、机械防松开口销与槽形螺母止动垫圈图 6-82、机械防松串联钢丝止动垫圈图 6-96.4单个螺栓连接的强度计算 螺栓连接的受载形式很多, 但对单个螺栓(包括双头螺柱和螺钉)来说主要有两类: 一为外载荷沿螺栓轴线方向, 称为轴向载荷； 二为外载荷垂直于螺栓轴线方向, 称为横向载荷。 当传递轴向载荷时, 螺栓受轴向拉力, 称为受拉螺栓。

8、螺栓连接可分为不预紧的松连接和有预紧的紧连接。 当传递横向载荷时, 一种是普通螺栓连接, 靠预紧力在被连接件间产生的摩擦力传递横向载荷, 螺栓仍受轴向拉力； 另一种是铰制孔螺栓连接, 工作时螺杆受剪, 杆壁和孔壁互相挤压来传递载荷, 称为受剪螺栓。 大多数情况下, 螺栓连接都是成组使用的, 在进行螺栓组连接强度计算时, 一般先根据连接的工作情况, 找出受力最大的螺栓和它的工作载荷, 然后计算这个螺栓的直径。 而其他受力较小的螺栓也都采用与其相同的尺寸。 所以, 单个螺栓连接强度计算是螺栓组强度计算的基础。 大多数情况下螺栓的尺寸都是按经验、 规范来确定的。 对于重要的螺栓连接, 如发动机中的连

9、杆螺栓、 汽缸上受载的双头螺柱、 高温高压容器盖的连接螺栓、 重载法兰连接螺栓等, 则必须进行强度计算。 螺栓的强度计算主要是确定螺纹的小径d1, 然后按标准选取螺纹的公称直径d等尺寸。 6.4.1、受拉螺栓连接、受拉螺栓连接1、松螺栓联接、松螺栓联接 这种联接在承受工作载荷以前螺栓不旋紧，即不受力。如图6-10所示的起重吊钩尾部的松螺栓联接。图 6-10设螺栓所受的最大轴向载荷为F, 则强度条件为 FddF44121式中, d1为螺栓小径, 单位为mm； 为松螺纹连接许用应力, 单位为MPa。2、紧螺栓连接（1）只受预紧力的紧螺栓连接 紧螺栓连接在承受工作载荷之前必须预紧, 因此, 螺栓一方

10、面受拉, 另一方面因螺纹副中摩擦阻力矩的作用而受扭, 故在危险截面上既有拉应力, 又有受扭矩而产生的切应力。 螺栓常用塑性材料, 根据第四强度理论, 其螺栓部分的强度仍按拉伸强度公式计算, 考虑到扭转切应力的影响, 把螺栓所受的轴向拉应力增加30%, 即变为1.3倍, 因此, 螺栓的强度条件和设计计算公式可简化为 012102 . 543 . 1FddF（2）. 受横向外载荷的紧螺栓连接 1) 受力分析 如图6-11所示的普通螺栓连接, 被连接件承受垂直于轴线的横向载荷FR。 因螺栓杆与螺栓孔间有间隙, 故螺栓不直接承受横向载荷FR, 而是预先拧紧螺栓, 使被连接零件表面间产生压力F0, 从而

11、使被连接件接合面间产生的摩擦力来承受横向载荷。 图6-11 普通螺栓连接受横向载荷的紧螺栓连接预紧后受横向载荷的紧螺栓连接预紧后摩擦 面数m=1 摩擦 面数m=2图 6-12摩擦 面数m=1摩擦 面数m=2受横向载荷的紧螺栓连接加载后受横向载荷的紧螺栓连接加载后图 6-13若摩擦力之总和大于或等于横向载荷FR, 则被连接件间不会相互滑移, 故可达到连接的目的。 因此, 每个连接作用于被连接件间的压力即预紧力F0, 其大小可由下式算出: fzmFKFFKfzmFRfRf00式中, FR为横向外载； F0为每个螺栓的预紧力； f为被连接件表面的摩擦系数, 见表6-2； z为螺栓连接的个数； m为接

12、合面数(图6-11中, m=2)； Kf为过载系数, 通常取 Kf=1.2。 表6-2 连接接合面间的摩擦系数 f （3）、受轴向载荷的紧螺栓连接 1) 受力分析 图6 - 14所示的气缸盖螺栓连接, 即承受轴向外载荷的紧螺栓连接， 其受力分析见图6 - 15。 未拧紧时, 螺栓与被连接件皆不受力。 拧紧后, 螺栓受预紧力F0, 而被连接件则受预紧压力F0的作用, 且产生压缩变形1。图 6-14当如图6 - 14所示的气缸内通入气体后, 螺栓又受到轴向外载荷F的作用, 由于螺栓中总拉力由F0增至F, 螺栓比预紧状态时增加伸长变形2, 被连接件则要回弹变形2。 由于被连接件压缩变形量减小, 故其所受压力将减小, 不是原来的预紧力F0了, 而变成减小后的剩余预紧力F0, 由此可知, 螺栓受轴向载荷F后, 螺栓所受的总拉力F为工作拉力F与剩余预紧力F0之和, 即 F=F+F0 剩余预紧力F0的值可参照表6-3选取。图 6 -