第五部分联接设计.doc

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1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流第五部分联接设计.精品文档.第五部分 联接设计 1考研重点和难点【重点】1、螺纹、螺纹联接及其零件的结构和类型。2、螺纹联接的受力分析和强度计算。3、螺纹联接的预紧和防松以及提高螺纹联接强度的措施。【难点】 螺纹联接的受力和变形关系图5.1 概述常用的机械联接方法分类如下：除以上的联接方式外，常用的还有过盈配合联接、型联接等。机械动联接：被联接的各个零部件之间可以有相对位置变化，例如我们在前面所介绍的各类运动副；机械静联接：被联接起来的各个零部件之间的位置固定，不允许产生相对运动的联接。机械静联接是我们本章介绍的主要内容，而螺纹联接是机械中应

2、用最为广泛的静联接方式之一，它具有结构简单、工作可靠、装拆方便、形式多样、能满足各种要求等优点。所以，我们本章主要介绍螺纹联接，同时对常用的键联接和不可拆卸联接进行适当的介绍。顾名思义，螺纹联接是采用螺纹和螺纹联接件来实现的联接。这类联接具有结构简单、拆装方便、工作可靠等特点，在各个行业及日常生活中都得到了广泛的使用。同时，螺纹和螺纹紧固件绝大多数已经标准化了。这种联接的设计，其主要任务就是正确的选用。在重要的场合进行强度计算。当然在工程上，为了满足一些特殊的工程要求，有时也需要自制一些特殊的螺纹紧固件。为了全面了解和研究螺纹联接，我们首先需要了解螺纹。5.2 螺 纹一螺纹的主要几何尺寸在机械

3、制图中，我们已经接触过螺纹和螺纹联接件。现在我们就以图10-1来说明螺纹的主要几何参数，该图是GB192-81标准化的螺纹牙型图。图10-1（1）大径d（D）：螺纹的最大直径，在标准中也作公称直径。（2）中径（）：通过螺纹轴向剖面内牙型上的沟槽和凸起宽度相等处的假想圆柱面的直径，近似等于螺纹的平均直径，是确定螺纹几何参数的直径。（3）小径（）：即螺纹的最小直径，在强度计算中常作为危险剖面的计算直径。（4）螺距：螺纹相邻两牙在中径上对应两点的轴向距离。（5）线数n：螺纹的螺旋线数量，也称螺纹头数。（6）导程s：同一螺旋线上的相邻两牙在中径线上对应两点间的轴向距离。对于单线螺纹s=p；对于多线螺纹

4、s=np。（7）升角：中径圆柱上，螺旋线的切线与垂直于螺纹轴线的平面的夹角。（8）牙型角：螺纹牙型两侧边的夹角。（9）螺纹的工作高度h：表示内外螺纹沿径向的接触高度。对于这些几何参数值的规定，国际上和国内都已经标准化。规定的值不同，就会形成不同的螺纹，需要时可以查阅相关的手册和国家标准。二螺纹分类螺纹主要尺寸的不同，其性能、用途也不同。常用的螺纹牙型有普通螺纹、管螺纹、矩形螺纹、梯形螺纹和矩形螺纹（其中除矩形螺纹外都已经标准化）。如下表：详细的分类、性能可以参见教材表5-1。1）三角形螺纹（普通螺纹）牙型角为60 ，可以分为粗牙和细牙，粗牙用于一般联接；与粗牙螺纹相比，细牙由于在相同公称直径时

5、，螺距小，螺纹深度浅，导程和升角也小，自锁性能好，宜用于薄壁零件和微调装置。2）管螺纹 多用于有紧密性要求的管件联接，牙型角为55，公称直径近似于管子内径，属于细牙三角螺纹。3）梯形螺纹 牙型角为30，是应用最为广泛的传动螺纹。4）锯齿型螺纹 两侧牙型角分别为3和30，3的一侧用来承受载荷，可得到较高效率；30一侧用来增加牙根强度。适用于单向受载的传动螺纹。5）矩形螺纹 牙型角为0，适于作传动螺纹。以上5种常见螺纹牙型如图10-2所示。图102另外，螺纹可以根据需要制成左旋或右旋（通常螺纹为右旋）。沿螺纹轴线方向看，螺旋线自下而上向右倾斜为右旋（如图a），向左倾斜为左旋（如图b）。左旋螺纹的标

6、准紧固件通常制有左旋标记。按制订的螺纹标准不同，现在常见的有米制和英制两大类。我国除管螺纹外，一般采用米制。要注意：在实际工作中，特别是从事维修行业时要注意一些进口机器中螺纹的单位制。图103凡是牙型、大径和螺距符合国家标准的螺纹都称为标准螺纹。除机械制造中常用的标准螺纹外，还有适用于某些特殊行业的专用螺纹标准，在需要的时候可以查阅有关的设计手册。虽说螺纹并不陌生，但为了从理论的高度来理解和研究螺纹联接，接下来我们就需要对螺纹联接的基本类型和螺纹常用紧固件进行了解。5.3 螺旋副的受力分析、效率和自锁为了便于分析，我们根据牙型角不同常把螺纹分为矩形螺纹和非矩形螺纹两种情况。一、矩形螺纹图104

7、螺旋副是由外螺纹（螺杆）和内螺纹组成的运动副，经过简化可以看作推动滑块（重物）沿螺纹表面运动（如图所示）。将矩形螺纹沿中径d2处展开，得一倾斜角为（即螺纹升角）的斜面，斜面上的滑块代表螺母，螺母和螺杆的相对运动可以看作滑块在斜面上的运动。图b所示为滑块在斜面上高速上升时的受力图。为轴向载荷，F相当于螺转螺母时作用在螺纹中径上的水平推力，为法向反力，摩擦力，为摩擦系数，为与的合力，为与的夹角，称为摩擦角，。根据平衡条件作力封闭图得：所以，转动螺纹所需的转矩为：螺母旋转一周所需的输入功为：；此时螺母上升一个导程s，其有效功为：。因此螺旋副的效率为：将效率公式绘制成曲线，如图所示。可见当时效率最高，

8、但过大的升角使制造困难。并且由曲线图可以看出：当之后，效率的增加不明显，所以通常取不超过25。图105当滑块沿斜面等速下降时，摩擦力向上，轴向载荷变成驱动滑块等速下滑的驱动力，F为阻碍滑块下降的支持力，由如图所示的力封闭图可知：当转动一周时，输入功率为，输出功率为，此时螺旋副的效率为：图106由公式可知，若，则0，说明此时无论轴向载荷有多大，滑块（即螺母）都不能沿斜面运动，这种现象称为自锁。0表明螺旋副处于临界自锁状态。0。在没有资料时，可按下面推荐值选用：=（0.20.6）F 一般联接，工作载荷稳定；=（0.61.0）F 一般载荷，工作载荷不稳定；=（1.51.8）F 要求由密封性的联接；F

9、 地脚螺栓联接由图10-21的几何关系得到关系式：我们把、分别称为螺栓和被联接件的刚度，即产生单位变形所需力的大小。一旦材料和结构确定后，、可视为常数。同样，由几何关系可导出下面的关系式：所以得到：， 故： 从而可以得到： 为保证有足够的残余预紧力,就要保证：其中：称作螺栓的相对刚度；称作被联接件的相对刚度。常数的值是通过试验获得的，可以参阅（教材）。由式可以看出，当时，外载施加在螺栓上的载荷将很小。在其它条件不变的情况下，Q、将减小。所以，在一般联接件中采用较硬的金属垫片以减小螺栓直径。而密封性要求较高时，采用软金属作垫片。我们知道，理论计算和工程实际是有差别的，为了保证可靠预紧，在求得Q以

10、后，考虑到其它因素（如扭转剪切应力等）的影响，应将Q增加30%。所以： 5.9 提高螺栓联接强度的措施图10-42螺栓联接的强度主要取决于螺栓强度，而影响螺栓强度的因素有许多。那么如何提高螺栓联接强度呢？一降低影响螺栓疲劳强度的应力幅图10-431)由图10-41可以看出，随着外载在0F之间的变化，螺栓总拉力将在Q和之间变化，其变动幅度为，而，显然随着的增加，在不变的条件下，会下降，就可以使螺栓承受的变应力相对减小，载荷趋于平稳。所以，适当增大预紧力可以减小变应力对强度的影响。图10-44图10-452）由可知，与螺栓和被联接件的刚度有关，增大或减小都可以使减小，也可以减小变应力对强度的影响。

11、为达此目的，可以：（1）改变螺栓的长度或形状，如图10-42所示，以降低螺栓的刚度；（2）利用一定的方法提高，例如图10-43所示，采用刚度较大的金属垫片或采用密封圈进行密封。图10-46二改善螺纹牙间的载荷分布不均现象在联接承受轴向载荷作用时，在整个螺纹长度上，其承受的载荷是不同的，而是逐圈递减的。试验证明：约有三分之一的载荷集中在第一圈螺纹上，以后各圈递减，在第八圈以后螺纹几乎不承受载荷，如图10-44和图10-45所示。所以希望利用增加螺母厚度来提高联接强度，其效果不大。改善载荷不均匀的措施，原则上是减小螺栓与螺母二者承受载荷时螺距的变化差，尽可能使螺纹各圈承受载荷接近均等。常用的方法有

12、：1）将螺母设计成受拉伸的；2）在螺母的旋入端最初螺纹上制出倒角，如图10-46；3）采用均载钢丝套，利用钢丝螺套的膨胀作用起到均载的作图10-47用。三避免或减小附加应力附加应力是指由于制造、装配或不正确设计而在螺栓中产生的额附加弯曲应力。为此，联接的支承面必须进行加工，设计时常将支承面设计成单个凸台锪（huo）平或采用沉头座（又称鱼眼坑），保证设计、制造、安装时螺栓轴线与被联接件的接合面垂直，如图10-47。图10-48四减小应力集中的影响我们已经知道应力集中是十分有害的。曾经看到一根直径大约600mm的轴由于应力集中而产生断裂的情况。螺栓的断裂也最容易在应力集中处产生。为了减少应力集中，

13、可以采用如图10-48所示的卸载结构。五采用合理的制造工艺采用合理的制造工艺方法，也可以提高螺栓的疲劳强度，例如采用冷墩、滚压或利用氮化和氰化的热处理工艺，可以极大地提高螺栓的疲劳强度（滚压大约可以提高3040%，如果经过热处理再滚压甚至可以提高大约70100%）。至此，螺栓联接的内容我们就讲解完毕，那么我们在实际工作中应如何利用这些知识呢？下面我们就来看书上给我们提供的例题。例：(略)在联接中，除了螺纹联接外，还有一些无法利用螺栓来实现联接的场合，例如安装在轴上的零件（齿轮、链轮、带轮等），这种联接（轮毂与轴）统称为轴毂联接，其主要方式有键联接、花键联接、无键联接等等。接下来我们就开始逐步进

14、行介绍。5.10 键联接一键联接的类型、特点及应用键联接是是应用最广泛的一直中轴毂联接。这种联接具有结构简单、装拆方便、工作可靠等特点。其主要类型有：平键联接、半圆键联接、楔键联接和切向键联接。1平键联接其特点是：键的两侧面是工作面，靠键与键槽的侧面挤压来传递扭矩；平键联接不能承受轴向力，因而对轴上的零件不能起到轴向固定作用。常用的平键有：普通平键和导向平键。平键联接具有结构简单、装拆方便、对中良好等优点。图9-28普通平键主要用于静联接。普通平键按端部形状不同分为A型（圆头）、B型（平头）、C型（半圆头）三种型式。如图9-28所示。采用A、C型平键时，轴上的键槽用键槽铣刀铣出，键在槽中固定良

15、好，但当轴工作时，轴上键槽端部的应力集中较大。采用B型平键时，轴上的键槽用盘铣刀铣出，键槽两端的应力集中较小。C型平键常用于轴端的联接。轮毂上的键槽一般用插刀或拉刀加工。导向平键用于动联接，如图9-29所示。按端部形状分A型和B型两种型式，其特点是键较长，键与轮毂的键槽采用间隙配合，故轮毂可以沿键作轴向滑动（例如变速箱中滑移齿轮与轴的图10-29动联接）。为了防止键松动，需要用螺钉将键固定在轴上的键槽中。为了便于拆卸，键上制有起键螺孔。当零件需要滑移的距离较大时，因所需的导向平键长度过大，制造困难，一般度采用滑键，如图所示。滑键固定在轮毂上，轮毂带动滑键在轴上的键槽中坐轴向滑移。这样，只需要在

16、轴上铣出较长的键槽，而键可以做的很短。2半圆键联接图10-30半圆键联接如图9-30所示。轴上键槽用尺寸与半圆键相同的半圆键铣刀铣出，因而键在槽中能绕其几何中心摆动以适应毂上键槽的倾斜度。半圆键用于静联接，其两侧面是工作面。其优点是工艺性好，缺点是轴上的键槽较深，对轴的强度影响较大，所以一般多用于轻载情况的锥形轴端联接。图9-313楔键联接楔键联接的特点是：键的上下两面是工作面，键的上表面和轮毂键槽底部各有1：100的斜度。装配时，通常是先将轮毂装好后，在把键放入并打紧，使键楔紧在轴与毂的键槽中。工作时，主要靠键、轴和毂之间的摩擦力传递转矩，同时还可以承受单向的轴向载荷，对轮毂起到单向轴向定位

17、作用。其缺点：是楔紧后，轴和轮毂的配合产生偏心和倾斜。因此主要用于定心精度要求不高和低速的场合。楔键分为普通楔键和钩头楔键两种，如图9-31。普通楔键也有A型、B型、C型三种型式。钩头键的钩头供拆卸用，如果安装在外露的轴端时，应注意加装防护罩。4切向键联接图9-32切向键联接如图9-32所示。是由一对斜度为1：100的楔键组成。装配时，先将轮毂装好，然后将两楔键从轮毂两端装入键槽并打紧，使键楔紧在轴与毂的键槽中。切向键的上下两面为工作面，工作时，靠工作面上的挤压应力及轴与毂间的摩擦力来传递转矩。用一个切向键时只能传递单向转矩，当要传递双向转矩时，必须使用两个切向键，两个切向键之间的夹角为。由于

18、切向键的键槽对轴的削弱较大，因而只用于直径大于100mm的轴上。切向键联接能传递很大的扭矩，主要用于对中要求不高的重型机械中。二键联接的强度计算在各种类型的键联接中，以平键联接应用最广。故我们只讨论平键联接的强度计算。图10-33键联接的设计首先需要根据联接的结构特点、使用要求和工作条件来选择平键类型，再根据轴径大小从标准中选出键的剖面尺寸bxh(b为键宽，h为键高)，然后参考轮毂宽度选取键的长度L，键的长度应符合标准规定的尺寸系列。最后进行强度校核计算。平键联接传递扭矩时的受力情况如图9-33所示，对于常见的材料组合和按标准选取尺寸的普通平键联接（静联接），其主要的失效型式是工作面被压坏。除

19、非有严重过载，一般不会出现键的剪断。因此，普通平键联接通常只按工作面的挤压强度进行校核计算。导向键为动联接，其主要的失效形式为工作面的过度磨损，因此通常只按工作面上的压力进行条件性的强度校核计算。假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联接的强度条件式为： （MPa）导向平键联接的强度条件为： （ MPa）和分别称作许用挤压应力和许用压力。键的材料没有统一的规定，但是一般都采用抗拉强度不小于600MPa的钢，多为45钢。在平键联接强度计算中，如强度不足时，可采用双键，相隔布置。但在强度计算中，考虑到键联接载荷分配的不均匀性，在强度校核中只按1.5个键计算。键的标记为：键bxL GB1096-7

20、9（对于A型键可不标出，但对于B、C型，必须标注“键B”或“键C”）。5.11 花键联接一花键联接的类型、特点及应用由轴和轮毂孔周向均布的多个键齿构成的联接称为花键联接。与平键相类似，在工作时，齿的工作面为齿的侧面，靠工作面的挤压传递扭矩。由于是多齿传递载荷，所以与普通平键相比具有承载力高、轴和毂受力均匀、定心性和导向性好等优点。但加工需要专用设备和工具，成本较高。花键联接可用于静联接或动联接。按其齿型的不同，可以分为矩形花键和渐开线花键两类。对于花键联接，其定心面的粗糙度要求1.6以上。对于大径为14125mm的矩形花键，GB1144-87规定用小径定心，可以通过磨削消除热处理变形，获得较高

21、的定心精度。渐开线花键的两侧曲线为渐开线，其压力角规定有30和45两种。渐开线花键根部强度较大，应力集中小，承载能力大。这两种花键的规格尺寸都已经标准化，在设计时可以参考相关的标准和规范进行。图10-34二花键联接的强度计算实践证明：对于花键联接，挤压破坏是其主要的失效形式。因此静联接通常按工作面上的挤压强度进行校核，动联接按工作面上的压力进行条件性强度校核。如图9-34所示，假定载荷在齿的工作面上均匀分布，各齿面压力的合力作用在平均值处，并引入系数来考虑载荷在各齿上的分配不均，于是花键联接的强度条件式为：静联接：动联接： 其中：T传递的扭矩（Nm）载荷分配不均匀系数，按花键齿数的多少取为0.

22、70.8。z 花键的齿数。 花键齿侧面的工作长度（mm）。h 花键齿侧面的工作高度(mm)，矩形花键，D为外花键的大径，d为小径，C为倒角尺寸；渐开线花键时，h=m；时，h=0.8m，m为模数。dm 花键的平均直径(mm)，矩形花键；渐开线花键，为分度圆直径（mm）。许用挤压应力（MPa）。 许用压力（MPa）。花键联接的零件多用强度极限不低于600MPa的钢制造，多数要经过热处理（特别是用于动联接），以获得足够的硬度和耐磨性。5.12 销联接销联接也是工程中常用的一种重要联接形式，主要用来固定零件之间的相对位置，当载荷不大时也可以用作传递载荷的联接，同时可以作为安全装置中的过载剪断元件。销的主要形式由圆柱销和圆锥销（1：50锥度）。联接销