第13章螺纹连接与螺旋传动末打印文档格式.docx

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L=nP

（7）螺旋升角ψ——在中径圆柱面上螺旋线的切线与垂直于螺旋线轴线的平面的夹角。

（8）牙型角α——螺纹轴向平面内螺纹牙型两侧边的夹角；

牙型斜角β指螺纹牙型的侧边与螺纹轴线的垂直平面的夹角。

对称牙型个人收集整理勿做商业用途

13-2螺旋副的受力分析、效率和自锁

一、矩形螺纹（牙型角α=00）

1、受力分析

如下图所示，在外力（或外力矩）作用下，螺旋副的相对运动，可看作推

动滑块沿螺纹表面运动。

如下图右，将矩形螺纹沿中径d2处展开，得一倾角为ψ的斜面，斜面上的滑块代表螺母，螺母与螺杆的相对运动可看成滑块在斜面上作等速滑动。

匀速拧紧螺母时，相当于以水平力推力F推动滑块沿斜面等速向上滑动。

设法向反力为FN，则摩擦力为fFN，f为摩擦系数，ρ为摩擦角，ρ=arctanf。

由于滑块沿斜面上升时，摩擦力向下，故总反力R12与Q的的夹角为λ+ρ。

由力的平衡条件可知，R、F和Q三力组成力封闭三角形，由图可得：

使滑块等速运动所需要的水平力

等速上升：

Ft=Qtan（ф+ρ）

等速上升所需力矩：

T1=Ftd2/2=Qtan（ф+ρ）d2/2

2、螺旋副的效率——螺旋副效率为有效功W2与输入功W1之比。

1）、螺母在力矩T1作用下转动一周时，输入功W1=2лT1，此时升举重物所作的有效功W2=QS；

故螺旋副的效率为：

η=W2/W1=QS/2лT1=tanф/tan（ф+ρ）。

由上式可知：

η与螺纹升角和摩擦角有关，螺旋线的线数多，升角大，则效率高，反之亦然。

当摩擦角一定时，对上式求极值，可知当升角为40度右左时，效率最高。

但是，螺纹升角过大，螺纹制造困难，而且当螺纹升角大于25度后，效率增长不明显，因此，通常用升角不超过25度。

2）、当螺母等速松退时的受力分析：

见上图，此时相当于滑块沿斜面等速下滑，

等速下降：

Ft=Qtan（ф—ρ）

T2=Ftd2/2=Qtan（ф—ρ）d2/2

此时，螺母反转一周的输入功W1=QS，输出功W2=Ftлd2；

η′=W2/W1=QS/2лT1=tan（ф—ρ）/tanф。

当ф≤ρ时，η′≤0，说明无论为Q多大，滑块即螺母都不能运动，这种现象叫"

自锁"

。

自锁条件：

ф≤ρ个人收集整理勿做商业用途

二、非矩形螺纹

螺纹的牙型角α≠0时的螺纹为非矩形螺纹，如教材图13-6所示。

非矩形螺纹的螺杆和螺母相对转动时，可看成楔形滑块沿楔形斜面移动；

平面时法向反力N=Q;

平面时摩擦力Ff=fN=fQ;

楔形面时法向反力N/=Q/cosβ；

楔形面摩擦力Ff!

=fN/=fQ/cosβ;

令fv=f/cosβ=tanρV称当量摩擦系数。

Ff!

=f/Q；

楔形面和矩形螺纹的摩擦力相比，与当量摩擦系数对应的摩擦角称为当量摩擦角，用ρV表示。

拧紧螺母时所需的水平推力及转矩：

由于矩形螺纹与非矩形螺纹的个人收集整理勿做商业用途

运动关系相同，将ρV代替ρ后可得：

Ft=Qtan（ф+ρV）

T=Ftd2/2=Qtan（ф+ρV）d2/2

Ft=Qtan（ф—ρV）

T=Ftd2/2=Qtan（ф—ρV）d2/2

ф≤ρV

效率为：

η=W2/W1=QS/2лT=tanф/tan（ф+ρV）。

由于三角形螺纹的β=α/2=300；

梯形螺纹β=α/2=150；

锯齿形螺纹β=30；

矩形螺纹β=00，所以各种螺纹的当量摩擦系数之间有如下关系：

fv三角＞fv梯形＞fv锯齿＞fv矩形

可见，三角形螺纹的fv大，自锁性能好，且牙根强度高，故常用于联结。

梯形、锯齿形及矩形螺纹，多用于传动。

13-3螺纹联接的基本类型及预紧和防松

一、几种常用螺纹的特点和应用

螺纹是螺纹联结和螺旋传动的关键部分，现将机械中几种常用螺纹（教材图9—2）的特点和应用介绍如下：

三角形螺纹

牙型角大，自锁性能好，而且牙根厚、强度高，故多用于联接。

常用的有普通螺纹、英制螺纹和圆柱管螺纹。

（1）普通螺纹：

国家标准中，把牙型角α=60°

的三角形米制螺纹称为普通螺纹，大径d为公称直径。

同一公称直径可以有多种螺距的螺纹，其中螺距最大的称为粗牙螺纹，其余都称为细牙螺纹，粗牙螺纹应用最广。

细牙螺纹的小径大、升角小，因而自锁性能好、强度高，但不耐磨、易滑扣，适用于薄壁零件、受动载荷的联接和微调机构的调整。

普通螺纹的基本尺寸见教材表9—1。

（2）.英制螺纹：

牙型角α=55°

，以英寸为单位，螺距以每英寸的牙数表示，也有粗牙、细牙之分。

主要是英、美等国使用，国内一般仅在修配中使用。

2.圆柱管螺纹

，牙顶呈圆弧形，旋合螺纹间无径向间隙，紧密性好，公称直径为管子的公称通径（图9-8c），广泛用于水、煤气、润滑等管路系统联接中。

3.矩形螺纹

牙型为正方形，牙型角α=0°

，牙厚为螺距的一半，当量摩擦系数较小，效率较高，但牙根强度较低，螺纹磨损后造成的轴向间隙难以补偿，对中精度低，且精加工较困难，因此，这种螺纹已较少采用。

4.梯形螺纹

牙型为等腰梯形，牙型角α=30°

（图9-9b），效率比矩形螺纹低，但易于加工，对中性好，牙根强度较高，当采用剖分螺母时还可以消除因磨损而产生的间隙，因此广泛应用于螺旋传动中。

5.锯齿形螺纹：

锯齿形螺纹工作面的牙侧角为30，非工作面的牙侧角为300，兼有矩形螺纹效率高和梯形螺纹牙根强度高的优点，但只能承受单向载荷，适用于单向承载的螺旋传动。

螺纹牙强度高，用于单向受力的传力螺旋；

如螺旋压力机、千斤顶等。

二、螺纹联接的基本类型

1.螺栓联接

被联接件的孔中不切制螺纹，装拆方便。

如教材图9-12a为普通螺栓联接，螺栓与孔之间有间隙，由于加工简便，成本低，所以应用最广。

如教材图9-12b为铰制孔用螺栓联接，被联接件上孔用高精度铰刀加工而成，螺栓杆与孔之间一般采用过渡配合，主要用于需要螺栓承受横向载荷或需靠螺杆精确固定被联接件相对位置的场合。

2.双头螺柱联接　

使用两端均有螺纹的螺柱，一端旋入并紧定在较厚被联接件的螺纹孔中，另一端穿过较薄被联接件的通孔（如教材图9-13）。

适用于被联接件较厚，要求结构紧凑和经常拆装的场合。

3.螺钉联接　　

螺钉直接旋入被联接件的螺纹孔中（如教材图9-14），结构较简单，适用于被联接件之一较厚，或另一端不能装螺母的场合。

但经常拆装会使螺纹孔磨损，导致被联接件过早失效，所以不适用于经常拆装的场合。

4、紧定螺钉联接

将紧定螺钉拧入一零件的螺纹孔中，其末端顶住另一零件的表面（如教材图9-15），或顶入相应的凹坑中。

常用于固定两个零件的相对位置，并可传递不大的力或转矩。

5、标准螺纹联接件

螺纹联接件品种很多，大都已标准化。

常用的标准螺纹联接件有螺栓、螺钉、双头螺柱、紧定螺钉、螺母和垫圈。

普通螺栓六角头：

小六角头，标准六角头，大六角头

1）螺栓圆柱头（内六角）

铰制孔螺栓——螺纹部分直径较小

螺栓粗制

精制——机械制造中常用

2）双头螺栓——两端带螺纹A型——有退刀槽施入端长度也各有不同。

B型——无退刀槽

3）螺钉种类繁多

半圆头一字槽

平圆头十字槽共有

按头部形状六角头头部起子槽内六角孔

圆柱头一字加十字槽

沉头

要求全螺纹

与螺栓区别要求螺纹部分直径较粗

4）紧定螺钉锥端——适于零件表面硬度较低不常拆卸常合

末端平端——接触面积大、不伤零件表面，用于顶紧硬度较大的平面，

适于经常拆卸

圆柱端——压入轴上凹抗中，适于紧定空心轴上零件的位置

适于较轻材料和金属薄板

5）自攻螺钉——由螺钉攻出螺纹

6）螺母六角螺母：

标准，扁，厚

圆螺母（与带翅垫圈）+止退垫圈——带有缺口，应用时带翅垫圈内舌嵌

入轴槽中，外舌嵌入圆螺母的槽内，螺母即被锁紧。

螺母粗制

精制粗制

平垫精制A型

普通垫圈斜垫B型——带倒角

7）垫圈防松垫圈（弹簧垫圈）——起防松作用

带翅垫圈等

三、螺纹联接的预紧和防松

1、螺纹联接的预紧

螺纹联接松联接——在装配时不拧紧，只存受外载时才受到力的作用——轻少用

紧联接——在装配时需拧紧，即在承载时，已预先受力，预紧力QP

预紧目的：

保持正常工作。

如汽缸螺栓联接，有紧密性要求，防漏气，接触面积要大性，靠摩擦力工作时，增大刚性等。

增大刚性：

增加联接刚度、紧密性和提高防松能力

1）、拧紧力矩TΣ

在预紧螺栓联接时，加在扳手上的力矩TΣ必须克服螺旋副中的螺纹力矩T和螺母与支撑面之间的摩擦力矩Tf

TΣ=T+Tf

T=F0tan（ф+ρV）d2/2

Tf=fc*F0*rf;

rf支撑面间的摩擦半径，fc为摩擦系数。

TΣ=0.2F0*d*10—3

式中：

TΣ的单位N.m;

d的单位为mm.。

2）、预紧力的控制

通过测力矩扳手和完力矩扳手控制扳手力矩大小。

2、螺纹联接的防松

螺纹连接一般具有自锁性，此外螺母及螺栓头部的支撑面上的摩擦力也有防松作用，故拧紧后一般不会松脱。

但在冲击、振动或变载荷作用下，以及在高温或温度变化较大时，螺纹钢之间的摩擦力会顺时减小或消失，联接就可能松动。

防松的关键就是防松螺旋钢的相对转动。

1）、摩擦防松

（1）弹簧垫片：

如图教材图9—23所示；

利用收口的弹力使旋合螺纹间压紧。

（2）对顶螺母：

如图教材图9—24所示；

增加摩擦放松；

（3）自锁螺母：

如图教材图9—25所示；

2）、机械放松

开槽螺母与开口销,圆螺母与止动垫圈，带翅垫片,。

3、变为不可拆联接

端铆、冲点（破坏螺纹）、点焊。

四、螺纹联接的强度计算

单个螺栓联接的强度计算是螺纹联接设计的基础。

根据联接的工作情况，可将螺栓按受力形式分为受拉螺栓和受剪螺栓。

针对不同零件的不同失效形式，分别拟定其设计计算方法，则失效形式是设计计算的依据和出发点。

螺栓连接的失效形式和原因

1、失效形式和设计计算准则与思路

1）、失效形式

工程中螺栓联接多数为疲劳失效

受拉螺栓——螺栓杆和螺纹可能发生塑性变形或断裂

受剪螺栓——螺栓杆和孔壁间可能发生压溃或被剪断

2）、失效原因：

应力集中

应力集中促使疲劳裂纹的发生和发展过程

3）、设计计算准则与思路

受拉螺栓：

设计准则为保证螺栓的疲劳拉伸强度和静强度

受剪螺栓：

设计准则为保证螺栓的挤压强度和剪切强度

2、受轴轴载荷的螺栓连接

1）、松螺栓联接

松螺栓联接的特点是装配时不拧紧螺母，在承受工作载荷前，联接并不受力。

这种联接只能承受静载荷，故应用不广。

教材图9-30所示起重滑轮中的螺栓联接就是典型的例子。

当承受轴向工作载荷F（N）时，螺纹部分的强度条件为：

设计公式为：

d1——螺杆危险截面直径（mm）

[σ]——许用拉应力N/mm2（MPa）

2）、紧螺栓联接

（1）、只受预紧力的紧螺栓连接

工作前拧紧，在拧紧力矩T作用下：

复合应力状态：

预紧力F0→产生拉伸应力σ

螺纹摩擦力矩T1→产生剪应力τ

按第四强度理论：

∴强度条件为：

由此可见，紧联接螺栓的强度也可按纯拉伸计算，但考虑螺纹摩擦力矩T的影响，需

将预紧力增大30％。

（2）、承受预紧力和横向工作载荷的紧螺栓联接——主要防止被联接件错动

特点：

杆孔间有间隙，靠拧紧的正压力（F0）产生摩擦力来传递外载荷，保证联接可靠（不产生相对滑移）的条件为：

若考虑联接的可靠性及接合面的数目，上式可改成

受横向外载荷的普通螺栓连接

式中FR为横向外载荷，单位为N；

f为接合面间的摩擦系数，；

m为接合面的数目；

Kf为可靠性系数，取Kf＝1.1～1.3。

强度校核公式为：

设计公式为：

（3）、受剪螺栓连接

受横向外载荷的饺制孔用螺栓连接

螺杆与孔间紧密配合，无间隙，由光杆直接承受挤压和剪切来传递外载荷FR进行工作。

螺栓的剪切强度条件为：

螺栓与孔壁接触表面的挤压强度条件为：

（4）、受预紧力和受轴向载荷作用的紧螺栓联接

这种受力形式的紧螺栓联接应用最广，也是最重要的一种螺栓联接形式。

左下图所示为气缸端盖的螺栓组，其每个螺栓承受的平均轴向工作载荷为个人收集整理勿做商业用途

式中p为缸内气压；

D为缸径；

z为螺栓数

图——气缸盖螺栓连接图——螺栓的受力与变形

上右图所示为气缸端盖螺栓组中一个螺栓联接的受力与变形情况。

假定所有零件材料都服从胡克定律，零件中的应力没有超过比例极限。

图7.14a所示为螺栓未被拧紧，螺栓与被联接件均不受力时的情况。

图7.14b所示为螺栓被拧紧后，螺栓受预紧力F0，被联接件受预紧压力F0的作用而产小压缩变形δ1的情况。

图7.14c所示为螺栓受到轴向外载荷（由气缸内压力而引起的）F作用时的情况，螺栓被拉伸，变形增量为δ2，根据变形协调条件，δ2即等于被联接件压缩变形的减少量。

此时被联接件受到的压缩力将减小为F0，称为残余预紧力。

显然，为了保证被联接件间密封可靠，应使F0>

0，即δ1>

δ2。

此时螺栓所受的轴向总拉力

应为其所受的工作载荷F与残余预紧力F0之和，即个人收集整理勿做商业用途

不同的应用场合，对残余颈紧力F0΄有着不同的要求．一般可参考以下经验数据来确定：

对于一般的联接，若工作载荷稳定，取F0΄＝（0.2—0.6）F，若工作载荷不稳定，取F0΄＝（0.6—1.0）F；

对于气缸、压力容器等有紧密性要求的螺栓联接，取F0΄＝（1.5～1.8）F。

当选定残余预紧力F0΄后，即可按上式求出螺栓所受的总拉力F，同时考虑到可能需要补充拧紧及扭转剪应力的作用，将

增加30％，则螺栓危险截面的拉伸强度条件为个人收集整理勿做商业用途

3）、螺栓的材料和许用应力

（1）螺栓的常用材料

螺栓的常用材料有低碳钢Q215、10号钢和中碳钢Q235、35和45钢等，重要和有特殊要求的场合可采用15Cr、40Cr、30CrMnSi和15MnVB等机械性能较高的合金钢。

有防蚀或导电要求时，也可采用铜及其合金以及其它有色金属。

近年来还发展了高强度塑料螺栓和螺母。

常用螺栓材料的机械性能见教材表13-5。

表13-5　螺栓的常用材料及其机械性能

钢　号

强度极限B/MPa

屈服极限S/MPa

10

340～420

210

35

540

320

Q215

220

45

650

360

Q235

410～470

240

40Cr

650～900

（2）、螺纹联接的许用应力和安全系数

螺栓的许用应力及安全系数见教材表13-6和表13-7。

由表13-6可知，不控制预紧力的紧螺栓联接中，安全系数S的选择与螺栓直径d有关，d越小，S越大，许用应力[s]也就越低。

这是因为，如果不控制预紧力，螺栓直径越小，拧紧时螺杆因过载而损坏的可能性就越大。

在设计时，因d未知，而S的选择与d有关，因此要用试算法，即根据经验，先假定一个螺栓直径，再根据这个直径查取S，然后根据强度计算公式计算出d1值，若d1的计算值与所假定的直径相对应，则可将假定值作为设计结果，否则必须重算。

文档来自于网络搜索

例题13-1见教材256页。

（略）

五、提高螺栓联接强度的措施

螺栓联接的强度主要取决于螺栓的强度。

影响螺栓强度的因素很多，有结构、尺寸参数、装配工艺、材料、制造精度等级等。

以下就几个主要方面作一介绍。

1、改善螺纹牙间的载荷分布

采用普通螺母时，轴向载荷在旋合螺纹各圈之间的分布是不均匀的，如教材图9-39所示，从螺母支承面算起，第一圈受载最大，以后各圈递减。

理论分析和实验证明，旋合圈数越多，载荷分布不均的程度就越显著，第8～10圈以后的螺纹几乎不受载荷。

所以，采用圈数多的厚螺母，并不能提高联接强度。

若采用图9-41的悬置（受拉）螺母，则螺母锥文档来自于网络搜索

形悬置段与螺栓杆均为拉伸变形，有助于减少螺母和螺栓杆的螺距变化差，从而使载荷分布比较均匀。

2、减轻应力集中

螺纹的牙根和收尾、螺栓头部与栓杆交接处，都有应力集中，是产生断裂的危险部位；

特别是在旋合螺纹的牙根处，由于栓杆拉伸，牙受弯剪，而且受力不均，情况更为严重。

适当加大牙根圆角半径以减轻应力集中，可提高螺栓疲劳强度达20%～40%；

在螺纹收尾处用退刀槽、在螺母承压面以内的栓杆有余留螺纹等，都有良好效果。

航空、航天器螺栓采用新发展的MJ螺栓，其主要结构特点就是牙根圆角半径增大。

高强度钢螺栓对应力集中敏感，但由于可用更大的预紧力拧紧和更高的极限强度，结果还是有利的。

3、提高螺栓的疲劳强度

理论和实践证明，变载荷工作时，在工作载荷和残余预紧力不变的情况下，减小螺栓刚度或增大被联接件刚度都能达到提高螺栓疲劳强度的目的，但应适当增大预紧力，以保证联接的密封性。

减小螺栓刚度的常用措施有：

适当增加螺栓的长度、减小螺栓杆直径（教材图9-36）或做成中空的结构（教材图9-36）——柔性螺栓。

柔性螺栓受力时变形大，吸收能量作用强，也适于承受冲击和振动。

在螺母下面安装弹性元件（教材图9-37），当工作载荷由被联接件传来时，由于弹性元件的较大变形，也能起到柔性螺栓的效果。

为了增大被联接件的刚度，不宜采用刚度小的垫片。

教材图9-38b所示的紧密联接就以用密封环为佳。

4、采用合理的制造工艺

制造工艺对螺栓疲劳强度有很大影响。

采用碾制螺纹时，由于冷作硬化的作用，表层有残余压应力，金属流线合理，螺栓疲劳强度可比车制螺纹高30%～40%；

热处理后再滚压的效果更好。

另外，碳氮共渗、渗氮、喷丸处理都能提高螺栓疲劳强度。