（最新）螺纹连接20题.pdf

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1、1一厚度=12mm 的钢板用 4 个螺栓固连在厚度1=30mm 的铸铁支架上，螺栓的布置有（a）、（b）两种方案，如图所示。已知：螺栓材料为Q235，=95MPa、=96MPa，钢板 P=320MPa，铸铁 P1=180MPa，接合面间摩擦系数f=，可靠性系数 Kf=，载荷 F=12000N，尺寸 l=400mm，a=100mm。2a2aF1l2a2aF1loo托架螺栓组联接（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。解题时，首先要将作用于钢板上的外载荷F向

2、螺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F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间产生

3、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d1；最后根据d1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F向螺栓组连接的接合面形心O点简化，得一横向载荷F=12000N和一旋转力矩T=Fl=12000400=106Nmm（图解一）。（2）确定各个螺栓所受的横向载荷在横向力F作用下，各个螺栓所受的横向载荷Fs1大小相同，与F同向。Fs1=F/4=12000/4=3000 N而在旋转力矩T 作用

4、下，由于各个螺栓中心至形心O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O的连线（图解二）。对于方案（a），各螺栓中心至形心O点的距离为mmaara1.1411001002222所以NrTFaas84874.1414108.4462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，即cos2212221maxassassasFFFFFN1082045cos8487300028487300022对于方案（b），各螺栓中心至形心O点的距离为rb=a=100mm所以NrTFbbs120001004108.4462由

5、图解二b 可知，螺栓1 所受横向载荷最大，即NFFFbssbs150012000300021max（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asFmax=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bsFmax=15000N。可以看出，asFmax11.98mm）。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MPaMPahdFPssP32010481310820螺栓光杆与铸铁支架孔间30131082011ssPdF=MPaMPaP1807.271故配合面挤压强度足够。（2）采用普通螺栓连接因为普

6、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sfFKFf，得8656015.0108202.1fFKFsf N根据强度条件式可得螺栓小径d1，即84.3895865603.143.141Fd mm查 GB196-81，取 M45（d1=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HT150，许用挤压力 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 Kf=，螺栓相对刚度2.0mbbCCC，载荷 F=6000N，尺寸如图所示。试设计此螺栓组连接。

7、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

8、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向工作载荷和预紧力确定螺栓所受的总拉力F0，根据螺栓的总拉力F0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

9、示，载荷F的可分解为横向载荷519630cos600030cosFFy N（铅垂向下）轴向载荷300030cos600030sinFFx N（水平向右）把xF、Fy向螺栓组连接的接合面形心O点处简化，得到倾覆力矩420180yxFFM610722.2)42051961803000(Nmm显然，该螺栓组连接受横向载荷Fy、轴向载荷xF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m axF。在轴向载荷xF作用下，每个螺栓受到的轴向工作载荷为750430004xPFF 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为320210421010

10、722.226412maxiimlMlF N显然，上部螺栓受力最大，其轴向工作载荷为39903240750maxmPFFF 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xF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为Ff4KfFy而pmbbmFCCCFFFF1有yfpmbbFKFCCCFf14所以PmbbyfFCCCfFKF14将已知数值代入上式，可得10992750)2.01(15.0451962.1F N2）由接合面不分离

11、条件计算预紧力F011minWMCCCAFCCCAFZmbbxmbbp可得AWMFCCCFxmbb121式中 A 接合面面积，A=280（500-280）=61 600mm2；W 接合面抗弯载面模量，即63210618.950028016500280W mm3Z螺栓数目，Z=4。其他参数同前。将已知数值代入上式，可得40876160010618.910722.23000)2.01(4166F N3）由托架下部不被压溃条件计算预紧力F（钢立柱抗挤压强度高于铸铁托架）。由PmbbxmbbPWMCCCAFCCCAFZ11min可得AWMFCCCAZFxmbbP11式中，P为托架材料的许用挤压应力，P

12、=60MPa。其他参数同前。将已知数值入上式，可得6160010618.910722.23000)2.01(61600604166F=921 113 N综合以上三方面计算，取F=11000N。2计算螺栓的总拉力F0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，故螺栓的总拉力为1179839902.01100010FCCCFFmbbN3确定螺栓直径013.14Fd式中为螺栓材料的许用拉伸应力，由题给条件知Ss/=360/3=120MPa。所以757.12120117983.141dmm查 GB196-81，取 M16（d1=13.855mm12.757mm）。说明：该题也可先按托架

13、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FF8.1（F 为螺栓的轴向工作载荷），螺栓间距dt5.4（d 为螺栓的大径）。螺栓材料的许用拉伸应力=120MPa，许用应力幅20aMPa。选用铜皮石棉垫片，螺栓相对刚度8.0)/(mbbCCC，试设计此螺栓组连接。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

14、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：FQ=52210927.3245004pDN（2）螺栓的最大轴向工作载荷F：FQ=2410927.36ZFQ N3计算螺栓的总拉力F08.28.28.10FFFFFF16 =45815 N4计算螺栓直径120458153.143.1401Fdmm=25.139mm查 GB196-81，取 M30（d1=26.211mm25.

15、139mm）。5校核螺栓疲劳强度MPaMPadFCCCambba2013.12211.265.1636228.02221故螺栓满足疲劳强度。6校核螺栓间距实际螺栓间距为mmdmmZDt135305.45.41.85246500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D0=500mm，接合面间摩擦系数f=，可靠性系数Ks=，起重钢索拉力FQ=50000N，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

16、接合面间的摩擦力矩来平衡外载荷旋转力矩，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：1计算旋转力矩T7102400500002dFTQN mm2计算螺栓所需要的预紧力F由TDDFZfs20得02ZfDTKFs将已知数值代入上式，可得50012.08102.12270ZfDTKFs50000 Nmm3确定螺栓直径768.28100500003.141341Fdmm查 GB196-81，取 M36（d1=31.670mm28.768mm）。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

17、F，然后验算4/3.121dFca。（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220dFKDFZfQs得DKDFZfFsQ05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：载荷 FQ=2 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l=50mm。轴与毂配合面之间的摩擦系数f=0.5mm,可靠性系数 Ks=，螺栓材料的许用拉伸应力=100MPa。试确定图 a 和图 b 连接螺栓

18、的直径 d。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

19、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d。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 f FN。取毂上一部分为分离体，对K点取矩，则有22dFdlFN所以dldFFN2（注意：此时作用于分离体上的力中没有外载荷FQ）而根据轴与毂之间不发生相对滑动的条件，则有LFKdfFQsN22所以dfLFKFQs从而有)2(2dlfLFKdlddfLFKFQsQs将已知数值代入上式，可得)60502(15.020020002.1)2(dlfLFKFQs=20000 N（2）确定连

20、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195.1810020003.143.141Fdmm查 GB196-81，取 M24（d1=20.752mm18.195mm）。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LFKdfFQsN22所以dfLFKFQsN从而有dfLFKFQs将有关数值代入上式，可得dfLFKFQs=7.266666015.0220020002.1N（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009.211007.266663.143.1

21、41Fdmm查 GB196-81，取 M30（d1=26.211mm21.009mm）。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，则连接螺栓的直径 d 为 M27（d1=23.752mm）。6.图示弓形夹钳用 Tr285螺杆夹紧工作，已知压力 F=40 000N，螺杆末端直径 d0=20mm，螺纹副和螺杆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。解题要点：（1）GB 查得 Tr285 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614332571

22、.35.2551arctanarctan2dnp而当量摩擦角cosarctanarctanffvv已知 f=,=a/2=15，所以得73948827.815cos15.0arctanv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，故拧紧力矩 T=T1+T2mmNmmNdTTv11211225.25)827.8571.3tan(400002)tan(21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204000015.0313102fFdTNmm=4000Nmm故得T=T1+T2=（112 112+40000）N m

23、m=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大转矩Tmax，并计算旋紧时螺旋的效率。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4/3.121Fe，计算出Tmax；然后由 Tmax

24、计算螺纹副间的摩擦力矩T1max；最后求出允许旋转中间零件的最大转矩Tmax。解题要点：（1）计算螺杆所能承受的最大轴向拉力Tmax由4/3.121Fe得F3.1421d由Tmax=3.1421d=803.14835.132d9 251 N（2）计算螺纹副间的摩擦力矩Tmax由 GB196-81查得 M16螺纹的参数如下：大径 d=16mm;中径 d2=14.701mm;螺距 p=2mm;单线，即线数 n=1。所以螺旋升角74822480.2701.1421arctanarctan2dnp而当量摩擦角cosarctanarctanffvv已知f=,=/2=30,所以得所以53949826.93

25、0cos15.0arctanv螺纹副间的最大摩擦力矩T1max=2)tan(2maxdTv2701.14)826.9480.2tan(9251 Nmm=14 834 Nmm（3）计算允许施加于中间零件上的最大转矩Tmax因为施加地中间零件上的转矩要克服螺杆A和 B的两种螺纹副间摩擦力矩，故有Tmax=2 T1max=214 834=29 668 Nmm（4）计算旋紧时螺旋的效率因为旋紧中间零件转一周，做输入功为Tmax2，而此时螺杆 A和 B各移动 1 个导程21nplmm=2mm，做有用功为 2Fmaxl，故此时螺旋的效率为%9.19199.022968829251222maxmaxTlF或

26、按公式%9.19199.0)826.9480.2tan(480.2tan)tan(tanv8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FQ=50 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=。（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解题要点：（1）计算升降台稳定上

27、升时的效率该螺纹的螺旋升角为480.124684arctanarctan2dnp而螺旋副的当量摩擦角为cosarctanarctanffvv911.515cos1.0arctan故得效率%58.66)911.5480.12tan(480.12tan)tan(tanv（2）计算稳定上升时施加地螺杆上的力矩TT=FQ2)tan(2dvmmNTAN382487246)911.5486.12(50000（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=48=32 mm，故若升降台以 640mm/min的速度上升，则螺杆所需转速为n=（64032）=20 r/min

28、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0482.0100060204610006021nd m/s及16630)911.5486.12tan(50000)tan(vQtFF N可得kWFPt801.010000482.016630100012）第二种计算方法：按同一轴上功率P与转矩 T、转速 n 之间的关系式，可得kWTPn8.01055.9203824871055.9663）第三种计算方法：按升降台以速度2=640mm/mi上升时所需功率来确定螺杆所需功率 P，即10002QFP而0107.01000606402 m/s故

29、得8.06658.010000107.05000010002QFP kW（4）判断是否需要制动装置，计算制动力矩T。而911.5,486.12v，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246)911.5486.12tan(500002)tan(2dFTvQ=132 551 N mm9 有一受预紧力 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=1 000N，螺栓的刚度Cb与被连接件的刚度Cm相等。试计算该螺栓所受的总拉力F0和残余预紧力 F。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

30、轴向工作载荷 Fmax为多少解题要点：N5001N00010.5N00010FCCCFFmbbN500N00010.5-N00011FCCCFFmbb或N500N0001-N50010FFF为保证被连接件间不出现缝隙，则F0。由FCCCFFmbb10得F 000N2N0.5-10001/1mbbCCCF所以N0002maxF10如图所示为一圆盘锯，锯片直径D=500 mm，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 Ks=，轴材料的许用拉伸应力 =60MPa。试计算轴端所需的螺纹直径。（提示：此题中有

31、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2220DFKDFfts得N333.35N15015.025004002.120fDDFKFts（2）确定轴端螺纹直径。由1d mm12.130mm60333.353.143.14F查 GB196 81，取 M16（d113.835 mm12.30 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Cb/（Cb+Cm）=，接合面间摩擦系数，f=，可靠性系数 Ks=，螺栓材料的机械性能级别为级，最小屈服极限min=640

32、MPa，许用安全系数 S=2，试计算该螺栓小径d1的计算值。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 F0。1）计算螺栓的轴向工作载荷F。根据题给条件，每个螺栓所受轴向工作载荷相等，故有000N4N4000164QFF2）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RsFKFf4而FCCCFFmbb1联立解上述两式，则得N00013N00040.25-1N15.0400052.114FCCCfFKFmbb

33、Rs3）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MPa640minS，故其许用拉伸应力MPa320MPa2640minSS所以d1mm8.510mm320000143.1412 一牵曳钩用 2 个 M10（dl=8.376 mm）的普通螺栓固定于机体上，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FRmax。解题要点：（1）计算螺栓允许的最大预紧力maxF由4/d3.121Fe得3.1421maxdF而MPa120MPa3360SS

34、，所以N086.35N3.148.3761202maxF（2）计算连接允许的最大牵引力FRmax由不得maxmax2RsFKFf得N271.61N2.1086.3515.022maxmaxsRKFfF13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。两半联轴器材料为HT200，其许用挤压应力 P1=100MPa，螺栓材料的许用切应力=92MPa，许用挤压应力 P2=300MPa，许用拉伸应力 =120MPa。试计算该螺栓组连接允许传递的最大转矩Tmax。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

35、靠性系数 Ks=）。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，取其值小者。本解按第一种方法计算。由4/622sdDT得mmN913.49178mmN4921134034322max?sdDT校核螺栓与孔结合面间的挤压强度：min62hDdTsPP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2P大于半联轴器材料的

36、1P，故取P=1P=100 MPa。所以MPa100MPa8.31MPa25113406913.49178262PminmaxhDdTsP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max2/6TKDFfs所以N572.965N34016.03913.491782.13maxfDTKFs2）计算螺栓小径 d1。d1mm30.074mm120572.9653.143.14F14有一提升装置如题图所示。（1）卷筒用 6 个 M8（d1=6.647mm）的普通螺栓固连

37、在蜗轮上，已知卷筒直径 D=150mm，螺栓均布于直径 D0=180mm 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 =120MPa，试求该螺栓组连接允许的最大提升载荷Wmax。（2）若已知 Wmax=6 000N，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Wmax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N203.23N3.14647.61203.14221maxdF则根据接合面间不发生相对滑动条件，可得226max0maxDWKDFfs所以N882.92N1502.1180203.2315.0660maxmaxDK

38、DFfWs（2）确定螺栓直径由接合面间不发生相对滑动条件，可得226max0maxDWKDFfs所以N666.76N18015.0615000062.160maxfDDWKFsd1mm589.9mm120666.763.143.14F查 GB 19681，取 M12（d1=10.106 mm 9.589mm）。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d1，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16.0，取可靠性系数2.1fK，联接的相对刚度3.0)/(211CCC，取螺栓的许用应力MP

39、a80，其余尺寸见图示。Q受拉零件螺栓 1机座螺栓 2150mm120mm解：QKFzf0NzQKFf750016.0220002.1015060QF，NQF500060150FF0被联接件接合面不会出现缝隙。NFCCCFF900021102mmFd65.133.142116如图，某螺栓联接的预紧力为，测得此时螺栓伸长，被联接件缩短。在交变轴向工作载荷作用下，如要求残余预紧力不孝与9000N，试求：(1)所允许交变轴向工作载荷的最大值；(2)螺栓与被联接件所受总载荷的最大与最小值。变形/mm力N2100018000150001200090001.0b05.0m解：（1）允许交变轴向工作载荷的最

40、大值为180009000=9000N（2）螺栓所受最大载荷18000N，最小载荷15000N，被联接件所受最大载荷15000N，最小载荷 9000N。17某油缸缸内最大油压2/200cmNP，油缸内圆截面面积为400cm2，钢盖用8个均匀的 M20普通螺栓联接在缸体上，已知螺栓连接的相对刚度C1/（C1+C2）=，若螺栓材料的许用应力2/140mmN，M20的普通螺栓的小径截面积A=235mm2，根据紧密型要求，残余预紧力FF3.1，F 为工作载荷。求：(1)单个螺栓所受载荷F0为多少(2)螺栓是否满足强度要求(3)螺栓预紧力 F 为多大解：(1)NzPSF100008400200，NFF13

41、0003.1，NFFF23000 0(2)/2.127235230003.13.120mmNAFca(3)NFCCCFF21000100008.013000212 18对于一紧螺栓联接，在螺栓预紧力和轴向工作拉力不变的条件下，若将联接间的金属垫片换成皮革垫片，试用力变形图说明螺栓所受的总拉力和接合面剩余预紧力的变化情况。解：金属垫片换成皮革垫片后，被联接件刚度Cm降低，m下降为m，螺栓总拉力由2F增大到2F，接合面剩余预紧力由1F增大到1F。2F1FFFmm1F2F19方形盖板用四个螺钉与箱体相联，盖板中心的吊环受力NF10000，因制造误差吊环由o点移到o点，其中mmoo25，求受力最大螺钉

42、的总拉力。（取剩余预紧力FF8.0）ooF200mm200mm1234解：NzFF250041000012510000OOFMNMF500)2/2(20002NFFF300021（螺钉受力最大）NFF24008.0 NFF5400F4总20如图所示的加紧联接，柄部受载荷NP600，柄长mmL350，轴直径mmdb60，螺 栓 个 数2z，接 合 面 摩 擦 系 数15.0f，螺 栓 的 许 用 应 力MPa75，试确定螺栓直径。LPbd解：21NN，21PNN2211coscosPLNNfdb)(2/2121FF2122sinFFN上述个公式联立得：NfdLPLfdfdPLFFbbb116661)15.0603502(46001)2(4)2(1222221螺栓所受力NFQ116661mmQd05.1675116663.143.141取 M20螺栓，其mmmmd05.16294.171