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第五章螺纹联接和螺旋传动一、选择题5—1螺纹升角ψ增大，则联接的自锁性C,传动的效率A;牙型角增大，则联接的自锁性A,传动的效率C。A、提高B、不变C、降低5—2在常用的螺旋传动中，传动效率最高的螺纹是D。A、三角形螺纹B、梯形螺纹C、锯齿形螺纹D、矩形螺纹5—3当两个被联接件之一太厚，不宜制成通孔，且需要常常装拆时，往往采纳A。A、双头螺柱联接B、螺栓联接C、螺钉联接D、紧定螺钉联接5—4螺纹联接防松的根本问题在于C。A、增加螺纹联接的轴向力B、增加螺纹联接的横向力C、防止螺纹副的相对转动D、增加螺纹联接的刚度5—5对顶螺母为A防松，开口销为B防松，串联钢丝为B防松。A、摩擦B、机械C、不行拆5—6在铰制孔用螺栓联接中，螺栓杆与孔的协作为B。A、间隙协作B、过渡协作C、过盈协作5—7在承受横向工作载荷或旋转力矩的一般紧螺栓联接中，螺栓杆C作用。A、受剪切应力B、受拉应力C、受扭转切应力和拉应力D、既可能只受切应力又可能只受拉应力5—8受横向工作载荷的一般紧螺栓联接中，依靠A来承载。A、接合面间的摩擦力B、螺栓的剪切和挤压C、螺栓的剪切和被联接件的挤压5—9受横向工作载荷的一般紧螺栓联接中，螺栓所受的载荷为B;受横向工作载荷的铰制孔螺栓联接中，螺栓所受的载荷为A;受轴向工作载荷的一般松螺栓联接中，螺栓所受的载荷是A;受轴向工作载荷的一般紧螺栓联接中，螺栓所受的载荷是D。A、工作载荷B、预紧力C、工作载荷+预紧力D、工作载荷+残余预紧力E、残余预紧力5—10受轴向工作载荷的一般紧螺栓联接。假设螺栓的刚度Cb与被联接件的刚度Cm相等，联接的预紧力为F0,要求受载后接合面不分别，当工作载荷F等于预紧力F0时，则D。A、联接件分别，联接失效B、被联接件即将分别，联接不行靠C、联接牢靠，但不能再连续加载D、联接牢靠，只要螺栓强度足够，工作载荷F还可增加到接近预紧力的两倍5—11重要的螺栓联接直径不宜小于M12,这是由于C。A、要求精度高B、削减应力集中C、防止拧紧时过载拧断D、便于装配5—12紧螺栓联接强度计算时将螺栓所受的轴向拉力乘以1.3,是由于D。A、平安牢靠B、保证足够的预紧力C、防止松脱D、计入扭转剪应力5—13对于工作载荷是轴向变载荷的重要联接，螺栓所受总拉力在F0与F2之间变化，则螺栓的应力变化规律按C。A、r=常数B、m=常数C、min=常数5—14对承受轴向变载荷的一般紧螺栓联接，在限定螺栓总拉力的状况下，提高

螺栓疲惫强度的有效措施是B。A、增大螺栓的刚度Cb,减小被联接件的刚度CmB、减小Cb,增大CmC、减小Cb和CmD、增大Cb和Cm5—15有一汽缸盖螺栓联接，若汽缸内气班级成绩体压力在0~2MPa之间变化，则螺栓中的应力变化规律为C。姓名任课老师

学-1-

号

批改日期

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机械设计作业集A、对称循环B、脉动循环C、非对称循环D、非稳定循环5—16当螺栓的最大总拉力F2和残余预紧力F1不变，只将螺栓由实心变成空心，则螺栓的应力幅a与预紧力F0为D。A、a增大，预紧力F0应适当减小B、a增大，预紧力F0应适当增大C、a减小，预紧力F0应适当减小D、a减小，预紧力F0应适当增大5—17螺栓联接螺纹牙间载荷安排不均是由于D。A、螺母太厚B、应力集中C、螺母和螺栓变形大小不同D、螺母和螺栓变形性质不同5—18螺栓的材料性能等级为6.8级，则螺栓材料的最小屈服极限近似为A。A、480MPaB、6MPaC、8MPaD、0.8MPa5—19采纳凸台或沉头座作为螺栓头或螺母的支承面，是为了A。A、避开螺栓受弯曲应力B、便于放置垫圈C、减小预紧力D、减小挤压应力5—20设计螺栓组联接时，虽然每个螺栓的受力不肯定相等，但该组螺栓仍采纳相同的规格(材料、直径和长度均相同),这主要是为了C。A、形状美观B、购买便利C、便于加工和安装D、受力匀称5—21传动螺旋工作时，其最主要的失效形式为D。A、螺杆的螺纹圈被剪断B、螺母的螺纹圈被剪断C、螺纹工作面被压碎D、螺纹工作面被磨损

二、填空题5—22三角形螺纹的牙型角=60,适用于联接；而梯形螺纹的牙型角=30,适用于传动。5—23一般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，计算螺纹的危急截面时使用的是螺纹的小径。5—24常用螺纹的类型主要有一般螺纹、米制锥螺纹、管螺纹、梯形螺纹、矩形螺纹、和锯齿形螺纹。5—25联接螺纹必需满意自锁条件，传动用螺纹的牙型斜角比联接用螺纹的牙型斜角小，这主要是为了减小当量摩擦系数，提高传动效率。5—26若螺纹的直径和螺旋副的摩擦系数已定，则拧紧螺母时的效率取决于螺纹的螺纹升角ψ和牙型斜角(牙侧角)。5—27螺纹联接的拧紧力矩等于螺纹副间的摩擦阻力矩T1和螺母环形端面与被联接件(或垫圈)支承面间的摩擦阻力矩T2之和。5—28螺纹联接防松的实质在于防止螺纹副在受载时发生相对转动。5—29在螺栓联接的破坏形式中，约有90%的螺栓属于疲惫破坏，疲惫断裂常发生在螺纹根部。5

—30一般紧螺栓联接，受横向载荷作用。则螺栓中受拉应力和扭切应力作用。5—31一般螺栓联接承受横向工作载荷时，依靠接合面间的摩擦力承载，螺栓本身受预紧(拉伸、扭转)力作用，则联接可能的失效形式为接合面间的滑移、螺栓被拉断；铰制孔用螺栓联接承受横向工作载荷时，依靠铰制孔用螺栓抗剪切承载，螺栓本身受剪切和挤压力作用，则联接可能的失效形式为螺杆被剪断和螺杆与孔壁接触面被压溃(碎)。5—32有一单个紧螺栓联接，已知预紧力为F0,轴向工作载荷为F,螺栓的相对刚度为Cb/(Cb+Cm)则螺栓所受的总拉力F2=F0+FCb/b+Cm),,(C而残余预紧力F1=F0-FCm/b+Cm)。(C若螺栓的螺纹小径为d1,螺栓材料的许用拉伸应力为[],则其危急截面的拉伸强度条件式为

41.3F2。d12

5—33受轴向工作载荷作用的紧螺栓联接，当预紧力为F0和工作载荷F肯定时，为减小螺栓所受的总拉力F2,通常采纳的方法是减

班姓学-2-

级名号

成

绩

任课老师批改日期

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机械设计作业集小螺栓的刚度或增大被联接件的刚度；当工作载荷F和残余预紧力F1肯定时，提高螺栓的疲惫强度，可以减小螺栓的刚度或增大被联接件的刚度。5—34螺栓联接中，当螺栓轴线与被联接件支承面不垂直时，螺栓中将产生附加弯曲应力。5—35采纳凸台或沉头座孔作为螺栓头或螺母的支承面是为了避开螺栓受附加弯曲应力。5—36螺纹联接防松，按其防松原理可分为摩擦防松、机械防松和其它(破坏螺纹副的关系)防松。5—37进行螺栓组联接受力分析的目的是求出螺栓组中受力最大的螺栓及其所受的力，以便进行强度计算。5—38螺栓组联接结构设计的目的是合理的确定联接结合面的几何外形和螺栓的布置形式，力求每个螺栓和联接结合面间受力匀称，便于加工和装配；应考虑的主要问题有①联接结合面设计成轴对称的简洁几何外形；②螺栓的布置应使各螺栓的受力合理；③螺栓的排列应有合理的间距、边距；④分部在同一圆周上螺栓数目应取成4、6、8等偶数。5—39螺栓联接件的制造精度共分为A、B、C三个精度等级，其中B级多用于受载较大且常常装拆、调整或承受变载荷的联接。

三、分析与思索题5—40常用螺纹有哪几种类型？各用于什么场合？对联接螺纹和传动螺纹的要求有何不同？答：常用螺纹的类型和应用参看教科书P60表5—1。:对联接螺纹的要求:联接牢靠，当量摩擦系数大，自锁性能好。对传动螺纹的要求:当量摩擦系数系数小，传动效率高。5

—41在螺栓联接中，不同的载荷类型要求不同的螺纹余留长度，这是为什么？答：螺纹的余留长度越长，则螺栓杆的刚度Cb越低,这对提高螺栓联接的疲惫强度有利。因此，承受变载荷和冲击载荷的螺栓联接，要求有较长的余留长度。5—42联接螺纹都具有良好的自锁性，为什么有时还需要防松装置？试各举出两个机械防松和摩擦防松的例子。答：在冲击、振动或变载荷的作用下，螺旋副间的摩擦力可能减小或瞬间消逝，这种现象多次重复后，就会使联接松脱。在高温或温度变化较大的状况下，由于螺纹联接件和被联接件的材料发生蠕变和应力松弛，也会使联接中的预紧力和摩擦力渐渐减小，最终导致联接失效。因此螺纹联接需要防松。例：开口销与六角开槽螺母、止动垫圈为机械防松；对顶螺母、弹簧垫圈为摩擦防松。5—43一般螺栓联接和铰制孔用螺栓联接的主要失效形式各是什么？计算准则各是什么？答：一般螺栓联接(受横向载荷)的主要失效形式：①接合面滑移②螺栓杆被拉断计算准则：1.3F0KF承载条件螺杆的拉伸强度F0S2ifd14铰制孔用螺栓联接的主要失效形式：①螺杆被剪断②螺杆与孔壁接触面被压溃(碎)计算准则：FF螺杆的剪切强度螺杆与孔壁接触面的挤压强度PP2d0Lmind045—44计算一般螺栓联接时，为什么只考虑螺栓危急截面的拉伸强度，而不考虑螺栓头、螺母和螺纹牙的强度？班级成绩答：螺栓头、螺母和螺纹牙的结构尺寸是依据与螺杆的等强度条件及使用阅历规定的，姓名任课老师实践中很少发生失效，因此，通常不需进行其学号批改日期强度计算。-3-

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机械设计作业集5—45松螺栓联接和紧螺栓联接的区分是什么？在计算中如何考虑这些区分？答：松螺栓联接，装配时螺母不需要拧紧。在承受载荷之前，螺栓不受力。紧螺栓联接，装配时螺母需要拧紧。在拧紧力矩作用下，螺栓除受预紧力F0的拉伸而产生的拉应力外还受摩擦力矩T1的扭转而产生的扭切应力，使螺栓处于拉伸与扭转的复合应力状态。强度计算时，松螺栓联接只考虑工作载荷即可。紧螺栓联接应综合考虑拉应力和扭切应力的作用，计入扭切应力的影响，即螺栓所受的轴向拉力乘以1.3。5—46一般紧螺栓联接所受到的轴向工作载荷或横向工作载荷为脉动循环时，螺栓上的总载荷各是什么循环？答：一般紧螺栓联接所受到的轴向工作载荷为脉动循环时，螺栓上的总载荷为

FF0

CbF,即同方向(不变号)的非对称循环变载荷，0r1;所受

到的横向工作载荷CbCm

为脉动循环时，螺栓上的总载荷为预紧力，即大小不变的静载荷，r=1。5—47螺栓的为8.8级，与它相配的螺母的性能等级应为多少？性能等级数字的含义是什么？答：与之相配的螺母的性能等级应为8级或9级(d16~39mm)。性能等级8.8,表示小数点前的数字8代表材料的抗拉强度极限的1/100(B/100,B=8100MPa),小数点后的数字8代表材料的屈服极限(s)与抗拉强度极限(B)之比值(屈强比)的10倍(10s/B,s=8B/10=640MPa)。5—48在什么状况下，螺栓联接的平安系数大小与螺栓的直径有关？试说明其缘由。答：在不掌握预紧力的状况下，螺栓联接的平安系数大小与螺栓的直径有关，直径越小，则平安系数取得越大。由于扳手的长度随螺栓直径的减小而线性减短，而螺栓的承载力量随螺栓直径的减小而平方性降低。因此，螺栓直径越细越易过拧紧，造成螺栓过载断裂。所以小直径的螺栓应取较大的平安系数。5—49图示螺栓联接结构中，进行预紧力计算时，螺栓的数目z、接合面的数目i应取多少？答：螺栓的数目z=4接合面的数目i=2力yDFyD

F0

yD

F

Fbb

F1

F1

yD

0b题5—49图题5—50图

变形

5—50试用受力变形线图分析说明螺栓联接所受轴向工作载荷F,当预紧力F0肯定时，转变螺栓或被联接件的刚度，对螺栓联接的静强度和联接的紧密性有何影响？,螺栓的总拉力F2减小，答：如图示，减小螺栓刚度(b)或增大被联接件的刚度(m)螺栓联接的静强度提高；残余预紧力F1减小，联接的紧密性下降。增大螺栓刚度或减小被联接件的刚度则相反。

班姓学-4-

级名号

成

绩

任课老师批改日期

yD

mm

F1

yD

yDF

yD

F

F2

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5—51紧螺栓联接所受轴向变载荷在0~F间变化，在保证螺栓联接紧密性要求和静强度要求的前提下，要提高螺栓联接的疲惫强度，应如何转变螺栓或被联接件的刚度及预紧力的大小？试通过受力变形线图来说明。

F0△F

F0F△

△F

△F

yD

yDF0

yD

yDyDyD变形F

力

力

yD

F

F0

yD

F2

yD

yD

yDF

b0b

b

m

变形

b0b

m

F0

F0

yD

F0

yD

0

F1

m0m

0ma)转变螺栓的刚度

b)转变被联接件的刚度

题5—51图

答：在总拉力F2、残余预紧力F1不变时,,增大预紧力F0,可减小△F,提高螺栓联接的疲惫强度。a)如图示，减小螺栓的刚度(b),增大预紧力F0,可减小△F,提高螺栓联接的疲惫b)如图示，增大被联接件的刚度(m)强度。5—52为什么螺母的螺纹圈数不宜大于10

?通常采纳哪些结构形式可使各圈螺纹牙的载荷分布趋于匀称？答：当联接受载时，螺栓受拉伸，外螺纹的螺距增大；而螺母受压缩，内螺纹的螺距减小。螺距的变化差以旋合的第一圈处为最大，以后各圈递减。旋合螺纹的载荷分布为：第一圈上约为总载荷的1/3,以后各圈递减，第8~10圈以后的螺纹牙几乎不受力。螺母的螺纹圈数过多也不能提高承载力量。为了使各圈螺纹牙的载荷趋于匀称，可采纳下述方法：①悬置螺母；②内斜螺母；③环槽螺母。5—53受倾覆力矩的螺栓组联接应满意哪些不失效条件？1.3F2答：①螺杆不被拉断；

d124

②结合面受压最大处不被压溃(碎)Pmax;

ZF0MPAW

③结合面受压最小处不离缝。

Pmin

ZF0M0AW

5—54滑动螺旋的主要失效形式是什么？其基本尺寸(即螺杆直径及螺母高度)通常是依据什么条件确定的？答：滑动螺旋的主要失效形式是螺纹面的磨损。其基本尺寸(即螺杆直径及螺母高度)通常是依据耐磨性条件确定的。

班姓学-5-

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成

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F1

绩

yD

F2

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四、设计计算题5—55一牵曳钩用2个M10(d1=8.376mm)的一般螺栓固定于机体上。已知接合面间摩擦系数f=0.15,防滑系数Ks=1.2,螺栓材料强度级别为4.6级，装配时掌握预紧力。试计算该螺栓组联接允许的最大牵曳力Fmax。牵曳力F

解：s=240MPa

查表5—10,S=1.2~1.5

SS

240200~160MPa1.2~1.5

题5—55图1.3F0d124d123.148.3762(200~160)F08472.85~6778.28N1.341.34KF由承载条件：F0SfzFfz(8472.85~6778.28)0.152F02118.21~1694.57NKS1.2

由强度条件：=

Fmax2118.21~1694.57N5—56有一受预紧力F0=1000N和轴向工作载荷F=1000N作用的一般紧螺栓联接，已知螺栓的刚度Cb与被联接件的刚度Cm相等。试计算该螺栓联接所受的总拉力F2和残余预紧力错误！链接无效。。在预紧力F0不变的条件下，若保证被联接件不消失缝隙，该螺栓的最大轴向工作载荷Fmax为多少？解：

总拉力F2F0残余预紧力F1F0

Cb1F100010001500NCbCm2Cm1F10001000500NCbCm2CmFmax0CbCmCbCm100022000NCm

被联接件不离缝时的Fmax1F0:FFmaxF0

班姓学-6-

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成

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5—57如图所示，一气缸盖与缸体凸缘采纳一般螺栓联接。已知气缸中的压力p在0~2MPa之间变化，气缸内径D=500mm,螺栓分布直径D0=650mm。为保证气密性要求，残余预紧力F1=1.8F,螺栓间距t≤4.5d(d为螺栓的大径)。螺栓材料的许用拉伸应力[]=120MPa,许用应力幅[a]=20MPa。选用铜皮石棉垫片，螺栓相对刚度Cb/(Cb+Cm)=0.8,试确定螺栓的数目和尺寸。解：设取螺栓数目Z=16或24则单个螺栓所受的轴向工作载荷F为：2423.1450024531.25NZ4162Dp2423.1450016354.17NZ424

25

F(16)

25

p

D2

pDD0题5—57图

F(24)

单个螺栓所受的总拉力F2为：

F2(16)F1F1.8FF2.8F2.824531.2568687.5NF2(24)F1F1.8FF2.8F2.816354.1745791.67N所需的螺栓直径d1:

1.3F2d12441.3F2d1(16)

41.368687.530.788mm12041.345791.6725.1385mm120

d1(24)

41.3F2

查表M36d1(16)31.670mm30.788mm

M30d1(24)26.211mm25.1385mm校核螺栓间距t

t(16)t(24)

650127.5625mm4.5d4.536162mmZ16D065085.04mm4.5d4.530135mmZ24Cb2F216354.170.88.31MPaa20MPa2CbCmd131.6702Cb2F216354.170.812.13MPaa20MPa2CbCmd126.2112班级名号成绩

D0

校核应力幅a:

a(16)a(24)

确定螺栓的数目和尺寸:查表

Z16M36l100或90mm姓或Z24M30l90mm学-7-

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F

Trmax

ri1

Z

2

26302423.08N4130103

i

题5—58图

校核螺杆的剪切强度

F

4

20

2423.08

d

4

18.26MPa平安

13

2

校核螺杆、联轴器的挤压强度

Lmin=38-22=16mm

P

F2423.0811.65P平安d0Lmin1316[]=s/S=640/4=160MPa

改用一般螺栓联接查表5—10按不掌握预紧力，设d=16mm取S=4

由承载条件：F0

KSTf

ri1

Z

1.2630219384.62N0.154130103

i

由强度条件：=

1.3F0d12441.3F0d1

41.319384.6214.165mm160

取M20,d1=17.294mm14.165mm(或取其次系列M18,d1=15.294mm14.165mm)与假设基本相符，不必修改平安系数S。螺栓的长度l222+m+S=44+18+5=67取l=70~80

mm螺栓标记：螺栓GB57882—86M2070(或80)640若按掌握预紧力，取=1.2~1.5,S533.33~426.67MPaS1.2~1.5

d1

41.3F0

41.319384.627.7586~8.674mm(533.33~426.67)

取M10,d18.mm7.7586mm376取M12,d110.106mm8.674mm标记：螺栓GB5882—86M1070(或80)螺栓GB5882—86M1270(或80)

班姓学

级名号

成

绩

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-8-

130

5—58如图凸缘联轴器(GB/T5843—1986)的型号为YLD10,允许传递的最大转矩T=630N两半联轴器采纳4个M12的铰制孔用螺栓联接，m,螺栓规格为M12(GB/T27—1988)60,螺栓的性能等级为8.8级，联轴器材料为HT200,试校核其联接强度。若改用一般螺栓联接，两半联轴器接合面间的摩擦系数f=0.15,防滑系数Ks=1.2,试计算螺栓的直径，并确定其公称长度，写出螺栓标记。38解：s=640MPa22采纳铰制孔用螺栓联接铸铁的B=200MPa螺杆d0=13mm查表5—10钢：S=2.5SP=1.25[]=s/S=640/2.5=256MPa[P]=s/SP=640/1.25=512MPa铸铁：SP=2.0~2.5[P]=B/SP=200/2.0~2.5=100~80MPa单个螺栓所受的工作剪力F为：

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5—59如图所示，为一支架与机座用4个一般螺栓联接，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Cb/(Cb+Cm)=0.25,接合面间摩擦系数f=0.15,Ks=1.2,螺栓的性能等级为8.8级，试确定螺栓的直径及预紧力F0。解：s=640MPa查表5—10,按不掌握预紧力，设d=16mm取S=4[]=s/S=640/4=160MPa(按掌握预紧力取S=1.2~1.5[]=s/S=640/1.2~1.5=533.33~426.67MPa)单个螺栓的轴向工作载荷F

FR

FQ

F

FQZ

160004000N4

题5—59图

在横向载荷FR作用下，支架不下滑的条件：

fF1ZKsFR残余预紧力F1KsFR1.2500010000NfZ0.154

单个螺栓所受的总拉力F2

F2F1F10000400014000N确定螺栓的直径

d1

41.3F2

41.31400012.04mm(掌握预紧力时6.593~7.371mm)160

取M16,d1=13.835mm12.04mm与假设相符。(掌握预紧力时，取M8,d1=6.647mm6.593mm或M10,d1=8.376mm7.371mm)

预紧力F0F1(1-

Cb)F10000(1-0.25)400013000NCbCm

班姓学-9-

级名号

成

绩

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5—60如图所示，方形盖板用四个螺钉与箱体联接，盖板中心O点的吊环受拉力F=10kN,要求残余预紧力为工作拉力的0.6倍，螺钉的许用拉应力[]=120MPa。(1)求螺钉的总拉力F2。(2)如因制

造误差，吊环由O点移到O'点OO52mm,求受力最大螺钉的总拉力F2max及螺钉的直径。

解：(1)螺钉的总拉力F2200

F10F2F1(0.61)4kNZ4(2)受力最大螺钉的总拉力Fmax因制造误差，吊环移位产生的力矩

o

o

F

200

M1052502Nm题5—60图

在M作用下,左下角螺栓受加载作用，受到的载荷：

FM

M502103250N2r21002

受力最大螺钉所受的工作载荷Fmax

FmaxFM

F100002502750NZ4

受力最大螺钉所受的总拉力

F2max(0.61)Fmax1.627504400N螺钉的直径

d1

41.3F2max

41.344007.792mm120

取M10,d1=8.376mm7.792mm

班姓学-10-

级名号

成

绩

任课老师批改日期

机械设计习题集答案

机械设计作业集

5—61如图所示，有两块边板和一块承重板焊成的龙门起重机导轨托架。两块边板各用4个螺栓与立柱(工字钢)相联接，托架所承受的最大载荷为20000N,问：(1)此联接采纳一般螺栓还是铰制孔用螺栓为宜？(2)若用铰制孔用螺栓，已知螺栓材料为45号钢性能等级为6.8级，试确定螺栓的直径。解：每一边的载荷为10000N(1)因载荷较大，若采纳一般螺栓，则需要的预紧力很大，螺栓的直径很大。所以此联接采纳铰制孔用螺栓为宜。(2)s=480MPa查表5—10钢：S=2.5SP=1.25[]=s/S=480/2.5=192MPa[P]=s/SP=480/1.25=384MPa将力F向形心简化F=10000NT=FL=10000300=3106NmmF作用在每个螺栓中心处的横向力为FF

立柱

300

F

150

150

FF

T作用在每个螺栓中心处的横向力为FT

F100002500NZ4

FT

Trmax

ri1

z

2

T31067071.07Nzr4752

题5—61图

i

由图可知，右边两个螺栓受力最大

FmaxFF2FT22FFFTcos1359013.88N按剪切强度计算直径，s=480MPa查表5—10钢：S=2.5SP=1.25[]=s/S=480/2.5=192MPa[P]=s/SP=480/1.25=384MPa

TFTFFFmaxFmax

Fmax2d044Fmax49013.88d07.7334mm192取M8d0=9mm7.7335mm按挤压强度计算

P只要

FmaxPd0LminFmax9013.882.6mm即满意强度要求。d0P9384班级成姓学-11-

Lmin

绩

名号

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5—62铰制孔用螺栓组联接的三种方案如图所示。已知L=300mm,a=60mm,试求螺栓组联接的三种方案中，受力最大的螺栓所受的力各为多少？那个方案较好？

LF123123

LF13ra

LF2

aa

aa

方案一

aa

方案二

方案三

题5—62图

解：将力F向形心简化：横向载荷F旋转力矩T=FL=300F方

案一：横向载荷F在每个螺栓中心处的横向力为FFFT

FF

T在每个螺栓中心处的横向力为FT

FFZ3

1

2FF

3FF

FT1、3

Trmax

ri2i1

z

T300F2.5F2a260

FF

FT20F5F17F2.83F326

如图示可知，螺栓3受力最大FmaxFFFT方案二：横向载荷F在每个螺栓中心处的横向力为FF

FmaxFT

1FF

FTFmax

FF

T在每个螺栓中心处的横向力为FT

FFZ3

2

FT1、3

Trmax

ri1

z

2

T300F2.5F2a2602

FF

FT202

FTFmax

3FF

i

22图示知螺栓1、3受力最大FmaxFFFT

F5F2.52F32

方案三：横向载荷F在每个螺栓中心处的横向力为FF

1FFFT

FT

FF

T在每个螺栓中心处的横向力为FT

FFZ3

3FFFTFmax

2FF

FT1、、23螺栓2受力最大

Trmax

ri1

z

2

T300F5F3a3603

i

FmaxFF2FT2FFFTcos1501.96F由上述计算可知，方案三螺栓的Fmax较

班姓学-12-

级名号

成

绩

任课老师批改日期1

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机械设计作业集小，所以该方案较好。5—63如图所示，支座用4个一般螺栓固定在基座上，结构尺寸如图示，静载荷F=6KN,接合面间摩擦系数f=0.6,Ks=1.2,螺栓的性能等级为6.8级；已知螺栓的相对刚度Cb/(Cb+Cm)=0.2。试计算此联接所需的螺栓直径和每个螺栓的预紧力。解:s=480MPaF查表5—10按不掌握预紧力，设d=12mm取S=4.4[]=s/S=480/4.4=109.09MPa30查表5—7设基座为混凝土(或其他材料)[P]=MPa1、螺栓受力分析支座①将F向接合面形心简化3横向力FxFcos3060005196.15N

21轴向力FyFsin30