螺紋連接20題

1、1一厚度=12mm的鋼板用4個螺栓固連在厚度1=30mm的鑄鐵支架上，螺栓的布置有（a）、（b）兩種方案，如圖所示。已知：螺栓材料為Q235，=95MPa、=96MPa，鋼板P=320MPa，鑄鐵P1=180MPa，接合面間摩擦系數(shù)f=0.15，可靠性系數(shù)Kf =1.2，載荷F=12000N，尺寸l=400mm，a=100mm。托架螺栓組聯(lián)接（1）試比較哪種螺栓布置方案合理？（2）按照螺栓布置合理方案，分別確定采用普通螺栓連接和鉸制孔用螺栓連接時的螺栓直徑。解題分析：本題是螺栓組連接受橫向載荷和旋轉(zhuǎn)力矩共同作用的典型例子。解題時，首先要將作用于鋼板上的外載荷F向螺栓組連接的接合面形心簡化，得出

2、該螺栓組連接受橫向載荷F和旋轉(zhuǎn)力矩T兩種簡單載荷作用的結(jié)論。然后將這兩種簡單載荷分配給各個螺栓，找出受力最大的螺栓，并把該螺栓承受的橫向載荷用矢量疊架原理求出合成載荷。在外載荷與螺栓數(shù)目一定的條件下，對不同的螺栓布置方案，受力最大的螺栓所承受的載荷是不同的，顯然使受力最大的螺栓承受較小的載荷是比較合理的螺栓布置方案。若螺栓組采用鉸制孔用螺栓連接，則靠螺栓光桿部分受剪切和配合面間受擠壓來傳遞橫向載荷，其設(shè)計準(zhǔn)則是保證螺栓的剪切強(qiáng)度和連接的擠壓強(qiáng)度，可按相應(yīng)的強(qiáng)度條件式，計算受力最大螺栓危險剖面的直徑。若螺栓組采用普通螺栓連接，則靠擰緊螺母使被連接件接合面間產(chǎn)生足夠的摩擦力來傳遞橫向載荷。在此情況

3、下，應(yīng)先按受力最大螺栓承受的橫向載荷，求出螺栓所需的緊力；然后用只受預(yù)緊力作用的緊螺栓連接，受拉強(qiáng)度條件式計算螺栓危險剖面的直徑d1；最后根據(jù)d1查標(biāo)準(zhǔn)選取螺栓直徑d，并根據(jù)被連接件厚度、螺母及墊圈厚度確定螺栓的標(biāo)準(zhǔn)長度。解題要點：1螺栓組連接受力分析（1）將載荷簡化將載荷F向螺栓組連接的接合面形心O點簡化，得一橫向載荷F=12000N和一旋轉(zhuǎn)力矩T=Fl=12000×400=4.8×106N·mm（圖解一）。（2）確定各個螺栓所受的橫向載荷在橫向力F作用下，各個螺栓所受的橫向載荷Fs1大小相同，與F同向。Fs1=F/4=12000/4=3000 N而在旋轉(zhuǎn)力矩T

4、作用下，由于各個螺栓中心至形心O點距離相等，所以各個螺栓所受的橫向載荷FS2大小也相同，但方向各垂直螺栓中心與形心O的連線（圖解二）。對于方案（a），各螺栓中心至形心O點的距離為所以 由圖解二（a）可知，螺栓1和2所受兩力的夾角a最小，故螺栓1和2所受橫向載荷最大，即對于方案（b），各螺栓中心至形心O點的距離為rb=a=100mm所以 由圖解二b可知，螺栓1所受橫向載荷最大，即（3）兩種方案比較在螺栓布置方案（a）中，受力最大的螺栓1和2所受的總橫向載荷=10820N；而在螺栓布置方案（b）中，受力最大的螺栓1所受的總橫向載荷=15000N?？梢钥闯?，<，因此方案（a）比較合理。2按螺栓

5、布置方案（a）確定螺栓直徑（1）采用鉸制孔用螺栓連接1）因為鉸制孔用螺栓連接是靠螺栓光桿受剪切和配合面間受擠壓來傳遞橫向載荷，因此按剪切強(qiáng)度設(shè)計螺栓光桿部分的直徑ds： mm查GB27-88，取M12×60（ds=14mm>11.98mm）。2）校核配合面擠壓強(qiáng)度：按圖解三所示的配合面尺寸，有：螺栓光桿與鋼板孔間螺栓光桿與鑄鐵支架孔間=故配合面擠壓強(qiáng)度足夠。（2）采用普通螺栓連接因為普通螺栓連接，是靠預(yù)緊螺栓在被連接件的接合面間產(chǎn)生的摩擦力來傳遞橫向載荷，因此首先要求出螺栓所需的預(yù)緊力F。由，得 N根據(jù)強(qiáng)度條件式可得螺栓小徑d1，即 mm查GB196-81，取M45（d1=40

6、.129mm>38.8mm）。2有一軸承托架用4個普通螺栓固聯(lián)于鋼立柱上，托架材料為HT150，許用擠壓力P=60MPa,螺栓材料強(qiáng)度級別為6.6級，許用安全系數(shù)S=3，接合面間摩擦系數(shù)f=0.15，可靠性系數(shù)Kf=1.2，螺栓相對剛度，載荷F=6000N，尺寸如圖所示。試設(shè)計此螺栓組連接。解題分析：本題是螺栓組連接受橫向載荷、軸向載荷和傾覆力矩共同作用的典型例子解題時首先要將作用于托架上的載荷F分解成水平方向和鉛垂方向的兩個分力，并向螺栓組連接的接合面形心O點處簡化，得出該螺栓組連接受橫向載荷、軸向載荷和傾覆力矩三種簡單載荷作用的結(jié)論。然后分析該螺栓組連接分別在這三種簡單載荷作用下可能

7、發(fā)生的失效，即：在橫向載荷的作用下，托架產(chǎn)生下滑；在軸向載荷和傾覆力矩的作用下，接合面上部發(fā)生分離；在傾覆力矩和軸向載荷的作用下，托架下部或立柱被壓潰；受力最大的螺栓被拉斷（或塑性變形）。由上述失效分析可知，為防止分離和下滑的發(fā)生，應(yīng)保證有足夠的預(yù)緊力；而為避免托架或立柱被壓潰，又要求把預(yù)緊力控制在一定范圍。因此，預(yù)緊力的確定不能僅考慮在橫向載荷作用下接合面不產(chǎn)生相對滑移這一條件，還應(yīng)考慮接合面上部不分離和托架下部或立柱不被壓潰的條件。同時，要特別注意此時在接合面間產(chǎn)生足夠大的摩擦力來平衡橫向載荷的不是預(yù)緊力F，而是剩余預(yù)緊力F。螺栓所受的軸向工作載荷是由螺栓組連接所受的軸向載荷和傾覆力矩來確

8、定的。顯然，對上邊兩個螺栓來說，由螺栓組連接所受的軸向載荷和傾覆力矩所產(chǎn)生的軸向工作載荷方向相同，矢量疊加后數(shù)值最在，是受力最大的螺栓。最后就以受力最大螺栓的軸向工作載荷和預(yù)緊力確定螺栓所受的總拉力F0，根據(jù)螺栓的總拉力F0計算螺栓的直徑尺寸，以滿足螺栓的強(qiáng)度。解題要點：1螺栓組受力分析如圖所示，載荷F的可分解為橫向載荷 N（鉛垂向下）軸向載荷 N（水平向右）把、Fy向螺栓組連接的接合面形心O點處簡化，得到傾覆力矩 N·mm顯然，該螺栓組連接受橫向載荷Fy、軸向載荷和傾覆力矩M三種簡單載荷的共同作用。 （1）確定受力最大螺栓的軸向工作載荷。在軸向載荷作用下，每個螺栓受到的軸向工作載荷

9、為 N而在傾覆力矩M作用下，上部螺栓進(jìn)一步受到拉伸，每個螺栓受以的軸向工作載荷為 N顯然，上部螺栓受力最大，其軸向工作載荷為 N（2）確定螺栓的預(yù)緊力F1）由托架不下滑條件計算預(yù)緊力F。該螺栓組連接預(yù)緊后，受軸向載荷作用時，其接合面間壓力為剩余預(yù)緊力F，而受傾覆力矩M作用時，其接合面上部壓緊力減小，下部壓緊力增大，故M對接合面間壓緊力的影響可以不考慮。因此，托架不下滑的條件式為KfFy而 有 所以 將已知數(shù)值代入上式，可得 N2）由接合面不分離條件計算預(yù)緊力F可得 式中 A接合面面積，A=280×（500-280）=61 600mm2；W接合面抗彎載面模量，即 mm3Z螺栓數(shù)目，Z=

10、4。其他參數(shù)同前。將已知數(shù)值代入上式，可得 N3）由托架下部不被壓潰條件計算預(yù)緊力F（鋼立柱抗擠壓強(qiáng)度高于鑄鐵托架）。由可得 式中，為托架材料的許用擠壓應(yīng)力，=60MPa。其他參數(shù)同前。將已知數(shù)值入上式，可得 = 921 113 N綜合以上三方面計算，取F=11000N。2計算螺栓的總拉力F0這是受預(yù)緊力F作用后又受軸向工作載荷F作用的緊螺栓連接，故螺栓的總拉力為N3確定螺栓直徑式中為螺栓材料的許用拉伸應(yīng)力，由題給條件知 =360/3=120MPa。所以 mm查GB196-81，取M16（d1=13.855mm>12.757mm）。說明：該題也可先按托架不下滑條件確定預(yù)緊力F，然后校核托

11、架上部不分離和托架下部不壓潰。3有一氣缸蓋與缸體凸緣采用普通螺栓連接，如圖所示。已知氣缸中的壓力P在02MPa之間變化，氣缸內(nèi)徑D=500mm，螺栓分布圓直徑D0=650mm。為保證氣密性要求，剩余預(yù)緊力（F為螺栓的軸向工作載荷），螺栓間距（d為螺栓的大徑）。螺栓材料的許用拉伸應(yīng)力=120MPa，許用應(yīng)力幅MPa。選用銅皮石棉墊片，螺栓相對剛度，試設(shè)計此螺栓組連接。解題分析：本題是典型的僅受軸向載荷作用的螺栓組連接。但是，螺栓所受載荷是變化的，因此應(yīng)先按靜強(qiáng)度計算螺栓直徑，然后校核其疲勞強(qiáng)度。此外，為保證連接的氣密性，不僅要保證足夠大的剩余預(yù)緊力，而且要選擇適當(dāng)?shù)穆菟〝?shù)目，保證螺栓間間距不致過

12、大。解題要點：1初選螺栓數(shù)目Z因為螺栓分布圓直徑較大，為保證螺栓間間距不致過大，所以應(yīng)選用較多的螺栓，初取Z=24。2計算螺栓的軸向工作載荷F（1）螺栓組連接的最大軸向載荷FQ：FQ=N（2）螺栓的最大軸向工作載荷F：FQ=16362.5 N3計算螺栓的總拉力F016 632.5 =45815 N4計算螺栓直徑 mm=25.139mm查GB196-81，取M30（d1=26.211mm>25.139mm）。5校核螺栓疲勞強(qiáng)度故螺栓滿足疲勞強(qiáng)度。6校核螺栓間距實際螺栓間距為故螺栓間距滿足連接的氣密性要求。4. 起重卷筒與大齒輪用8個普通螺栓連接在一起，如圖所示。已知卷筒直徑D=4000mm

13、，螺栓分布圓直徑D0=500mm，接合面間摩擦系數(shù)f=0.12，可靠性系數(shù)Ks=1.2，起重鋼索拉力FQ=50000N，螺栓材料的許用拉伸應(yīng)力=100MPa。試設(shè)計該螺栓組的螺栓直徑。解題分析：本題是典型的僅受旋轉(zhuǎn)力矩作用的螺栓組連接。 由于本題是采用普通螺栓連接，是靠接合面間的摩擦力矩來平衡外載荷旋轉(zhuǎn)力矩，因此本題的關(guān)鍵是計算出螺栓所需要的預(yù)緊力F。而本題中的螺栓僅受預(yù)緊力F作用，故可按預(yù)緊力F來確定螺栓的直徑。解題要點：1計算旋轉(zhuǎn)力矩T N·mm2計算螺栓所需要的預(yù)緊力F由 得 將已知數(shù)值代入上式，可得50000 N·mm3確定螺栓直徑mm查GB196-81，取M36（

14、d1=31.670mm>28.768mm）。討論：（1）此題也可改為校核計算題，已知螺栓直徑，校核其強(qiáng)度。其解題步驟仍然是需先求F，然后驗算。（2）此題也可改為計算起重鋼索拉力FQ。已知螺栓直徑，計算該螺栓所能承受的預(yù)緊力F，然后按接合面摩擦力矩與作用于螺栓組連接上的旋轉(zhuǎn)力矩相平衡的條件，求出拉力FQ，即由得 5下圖所示兩種夾緊螺栓連接，圖a用一個螺栓連接，圖b用兩個螺栓連接。已知圖a與圖b中：載荷FQ=2 000N，軸徑d=60mm，截獲FQ至軸徑中心距離L=200mm，螺栓中心至軸徑中心距離l=50mm。軸與轂配合面之間的摩擦系數(shù)f=0.5mm, 可靠性系數(shù)Ks=1.2，螺栓材料的許

15、用拉伸應(yīng)力=100MPa。試確定圖a和圖b連接螺栓的直徑d。解題分析：（見圖解）夾緊連接是借助地螺栓擰緊后，轂與軸之間產(chǎn)生的摩擦力矩來平衡外載荷FQ對軸中心產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩，是螺栓組連接受旋轉(zhuǎn)力矩作用的一種變異，連接螺栓僅受預(yù)緊力F的作用。因為螺栓組連接后產(chǎn)生的摩擦力矩是由轂與軸之間的正壓力FN來計算，當(dāng)然該正壓力FN的大小與螺栓預(yù)緊力F的大小有關(guān)，但若仍然按照一般情況來計算則會出現(xiàn)錯誤。在確定預(yù)緊力F與正壓力FN的關(guān)系時，對于圖a可將轂上K點處視為鉸鏈，取一部分為分離體；而對于圖b可取左半轂為分離體。F與FN之間的關(guān)系式確定后，再根據(jù)軸與轂之間不發(fā)生相對滑動的條件，確定出正壓力FN與載荷FQ之間的

16、關(guān)系式，將兩式聯(lián)立求解，便可計算出預(yù)緊力F之值，最后按螺栓連接的強(qiáng)度條件式，確定出所需連接螺栓的直徑d。解題要點：1確定圖a連接螺栓直徑d（1）計算螺栓連接所需預(yù)緊力F將轂上K點視為鉸鏈，軸對轂的正壓力為FN，由正壓力FN產(chǎn)生的摩擦力為fFN。取轂上一部分為分離體，對K點取矩，則有所以 （注意：此時作用于分離體上的力中沒有外載荷FQ）而根據(jù)軸與轂之間不發(fā)生相對滑動的條件，則有所以 從而有 將已知數(shù)值代入上式，可得=20000 N（2）確定連接螺栓的直徑d該連接螺栓僅受預(yù)緊力F作用，故其螺紋小徑為mm查GB196-81，取M24（d1=20.752mm>18.195mm）。2.確定圖b連接

17、螺栓直徑d(1)計算螺栓連接所需預(yù)緊力F取左半轂為分離體, 顯然, F=FN /2。而根據(jù)軸與轂之間不發(fā)生相對滑動的條件，則有所以 從而有 將有關(guān)數(shù)值代入上式，可得=N（2）確定連接螺栓的直徑d該連接螺栓僅受預(yù)緊力F的作用，故其螺紋小徑為mm查GB196-81，取M30（d1=26.211mm>21.009mm）。說明：這里查取的連接螺栓直徑d是按第一系列確定的；若按第二系列，則連接螺栓的直徑d為M27（d1=23.752mm）。6. 圖示弓形夾鉗用Tr28×5螺桿夾緊工作，已知壓力F=40 000N，螺桿末端直徑d0=20mm，螺紋副和螺桿末端與工件間摩擦系數(shù)f=0.15。（

18、1）試分析該螺紋副是否能自鎖；（2）試計算擰緊力矩T。解題要點：（1）GB 5796.1-86查得Tr28×5梯形螺紋的參數(shù)如下：大徑d=28mm；中徑d2=25.5mm；螺距p=5mm。又知該螺紋為單線，即線數(shù)n=1，所以螺旋升角而當(dāng)量摩擦角已知f= 0.15, =a/2=15°，所以得顯然，故該螺紋副能自鎖。（2）因為控緊螺桿既要克服螺紋副間的摩擦力矩T1，又要克服螺桿末端與工件間的摩擦力矩T2，故擰緊力矩T= T1+ T2螺桿末端與工件間的摩擦相當(dāng)于止推軸頸的摩擦，其摩擦力矩N·mm=4000N·mm故得 T= T1+ T2=（112 1

19、12+40000）N·mm=152 112 N·mm7圖示為一螺旋拉緊裝置，旋轉(zhuǎn)中間零件，可使兩端螺桿A和B向中央移近，從而將被拉零件拉緊。已知：螺桿A和B的螺紋為M16（d1=13.385mm），單線；其材料的許用拉伸應(yīng)力=80MPa；螺紋副間摩擦系數(shù)f=0.15。試計算允許施加于中間零件上的最大轉(zhuǎn)矩Tmax，并計算旋緊時螺旋的效率。解題分析：由題給條件可知；旋轉(zhuǎn)中間零件，可使兩端螺桿受到拉伸；施加于中間零件上的轉(zhuǎn)矩T愈大，兩端螺桿受到的軸向拉力F愈大；而螺桿尺寸一定，所能承受的最大軸向拉力Tmax則受到強(qiáng)度條件的限制，因此，對該題求解時首先應(yīng)按強(qiáng)度條件式，計算出Tmax

20、；然后由Tmax計算螺紋副間的摩擦力矩T1max；最后求出允許旋轉(zhuǎn)中間零件的最大轉(zhuǎn)矩Tmax。解題要點：（1）計算螺桿所能承受的最大軸向拉力Tmax由 得F由 Tmax=9 251 N（2）計算螺紋副間的摩擦力矩Tmax由GB196-81查得M16螺紋的參數(shù)如下：大徑d=16mm; 中徑d2=14.701mm; 螺距p=2mm; 單線，即線數(shù)n=1。所以螺旋升角而當(dāng)量摩擦角已知f=0.15, =/2=30, 所以得所以 螺紋副間的最大摩擦力矩T1max= N·mm=14 834 N·mm（3）計算允許施加于中間零件上的最大轉(zhuǎn)矩Tmax因為施加地中間零件上的轉(zhuǎn)矩要克服螺桿A和

21、B的兩種螺紋副間摩擦力矩，故有Tmax=2 T1max= 2×14 834=29 668 N·mm（4）計算旋緊時螺旋的效率因為旋緊中間零件轉(zhuǎn)一周，做輸入功為Tmax2，而此時螺桿A和B各移動1個導(dǎo)程mm=2mm，做有用功為2Fmaxl，故此時螺旋的效率為或按公式 8有一升降裝置如圖所示，螺旋副采用梯形螺紋，大徑d=50mm；中徑d2=46mm；螺距p=8mm；線數(shù)n=4，去承面采用推力球軸承。升降臺的上下移動處采用導(dǎo)滾輪，它們的摩擦陰力忽略不計。設(shè)承受截FQ=50 000N，試計算：（1）升降臺穩(wěn)定上升時的效率，已知螺旋副間摩擦系數(shù)f=0.1。（2）穩(wěn)定上升時施加于螺桿上

22、的力矩。（3）若升降臺以640mm/min上升，則螺桿所需的轉(zhuǎn)速和功率。（4）欲使升降臺在截獲FQ作用下等速下降，是否需要制動裝置？若需要，則加于螺桿上的制動力矩是多少？解題要點：（1）計算升降臺穩(wěn)定上升時的效率該螺紋的螺旋升角為而螺旋副的當(dāng)量摩擦角為故得效率（2）計算穩(wěn)定上升時施加地螺桿上的力矩TT=FQ（3）計算螺桿所需轉(zhuǎn)速n和功率p按題給條件，螺桿轉(zhuǎn)一周，升降臺上升一個導(dǎo)程L=np=4×8=32 mm，故若升降臺以640mm/min的速度上升，則螺桿所需轉(zhuǎn)速為n=（640÷32）=20 r/min計算螺桿所需功率P，有如下三種方法：1）第一種計算方法：按螺桿線速度及圓

23、周力Ft確定螺桿所需功率P。曲 m/s及 N可得 2）第二種計算方法：按同一軸上功率P與轉(zhuǎn)矩T、轉(zhuǎn)速n之間的關(guān)系式，可得3）第三種計算方法：按升降臺以速度 =640mm/mi上升時所需功率來確定螺桿所需功率P，即而 m/s故得 kW（4）判斷是否需要制動裝置，計算制動力矩T。而，可知螺旋副不自鎖，故欲使升降臺在載荷FQ作用下等速下降，則必須有制動裝置。施加于螺桿上的制動力矩為=132 551N·mm9 有一受預(yù)緊力和軸向工作載荷F=1 000 N作用的緊螺栓連接，已知預(yù)緊力=1 000N，螺栓的剛度Cb與被連接件的剛度Cm相等。試計算該螺栓所受的總拉力F0和殘余預(yù)緊力F。在預(yù)緊力不變

24、的條件下，若保證被連接件間不出現(xiàn)縫隙，該螺栓的最大軸向工作載荷Fmax為多少?解題要點：或 為保證被連接件間不出現(xiàn)縫隙，則0。由0得 F 所以 10如圖所示為一圓盤鋸，鋸片直徑D=500 mm，用螺母將其夾緊在壓板中間。已知鋸片外圓上的工作阻力Ft=400N，壓板和鋸片間的摩擦系數(shù)f=0.15，壓板的平均直徑D0=150mm，可靠性系數(shù)Ks=1.2，軸材料的許用拉伸應(yīng)力=60MPa。試計算軸端所需的螺紋直徑。（提示：此題中有兩個接合面，壓板的壓緊力就是螺紋連接的預(yù)緊力。）解題要點：（1）計算壓板壓緊力。由得 （2）確定軸端螺紋直徑。由查GB19681，取M16（d113. 835 mm12.3

25、0 mm）11如圖所示為一支架與機(jī)座用4個普通螺栓連接，所受外載荷分別為橫向載荷FR=5000N，軸向載荷FQ=16000N。已知螺栓的相對剛度Cb/（Cb+Cm）=0.25，接合面間摩擦系數(shù)，f=0.15，可靠性系數(shù)Ks=1.2，螺栓材料的機(jī)械性能級別為8.8級，最小屈服極限min=640MPa，許用安全系數(shù)S=2，試計算該螺栓小徑d1的計算值。 解題要點（1）螺栓組連接受力分析這是螺栓組連接受橫向載荷FR和軸向載荷FQ聯(lián)合作用的情況，故可按結(jié)合面不滑移計算螺栓所需的預(yù)緊力，按聯(lián)接的軸向載荷計算單個螺栓的軸向工作載荷F，然后求螺栓的總拉力F0。1） 計算螺栓的軸向工作載荷F。根據(jù)題給條件，每

26、個螺栓所受軸向工作載荷相等，故有2）計算螺栓的預(yù)緊力。由于有軸向載荷的作用，接合面間的壓緊力為殘余預(yù)緊力，故有而 聯(lián)立解上述兩式，則得3）計算螺栓的總拉力F0。（2）計算螺栓的小徑d1螺栓材料的機(jī)械性能級別為8.8級，其最小屈服極限，故其許用拉伸應(yīng)力所以 d112 一牽曳鉤用2個M10（dl=8.376 mm）的普通螺栓固 定于機(jī)體上，如圖所示。已知接合面間摩擦系數(shù)f=0.15，可靠性系數(shù)Ks=1.2，螺栓材料強(qiáng)度級別為6.6級，屈服極限s=360MPa，許用安全系數(shù)S=3。試計算該螺栓組連接允許的最大牽引力FRmax。解題要點：（1）計算螺栓允許的最大預(yù)緊力由 得 而，所以（2）計算連接允許

27、的最大牽引力FRmax由不得 得 13如圖所示為一凸緣聯(lián)軸器，用6個M10的鉸制孔用螺栓連接，結(jié)構(gòu)尺寸如圖所示。兩半聯(lián)軸器材料為HT200，其許用擠壓應(yīng)力P1=100MPa，螺栓材料的許用切應(yīng)力=92MPa，許用擠壓應(yīng)力P2=300MPa，許用拉伸應(yīng)力=120MPa。試計算該螺栓組連接允許傳遞的最大轉(zhuǎn)矩Tmax。若傳遞的最大轉(zhuǎn)矩Tmax不變，改用普通螺栓連接，試計算螺栓小徑dl的計算值（設(shè)兩半聯(lián)軸器間的摩擦系數(shù)f=0.16，可靠性系數(shù)Ks=1.2）。解題要點：（1）計算螺栓組連接允許傳遞的最大轉(zhuǎn)矩Tmax該鉸制孔用精制螺栓聯(lián)接所能傳遞轉(zhuǎn)矩大小受螺栓剪切強(qiáng)度和配合面擠壓強(qiáng)度的制約。因此，可按螺栓

28、剪切強(qiáng)度條件來計算Tmax，然后校核配合面擠壓強(qiáng)度。也可按螺栓剪切強(qiáng)度和配合面擠壓強(qiáng)度分別求出Tmax，取其值小者。本解按第一種方法計算。由得 校核螺栓與孔結(jié)合面間的擠壓強(qiáng)度：式中，hmin為配合面最小接觸高度，hmin=60 mm-35 mm=25 mm；為配合面材料的許用擠壓應(yīng)力，因螺栓材料的大于半聯(lián)軸器材料的，故取=100 MPa。所以 滿足擠壓強(qiáng)度。故該螺栓連接允許傳遞的最大轉(zhuǎn)矩Tmax=8 917 913.4 N·mm（2）改為普通螺栓連接，計算螺栓小徑d11）計算螺栓所需的預(yù)緊力。按接合面間不發(fā)生相對滑移的條件，則有所以 2）計算螺栓小徑d1。d114有一提升裝置如題圖所示。（1）卷筒用6個M8（d1=6.647mm）的普通螺栓固連在蝸輪上，已知卷筒直徑D=150mm，螺栓均布于直徑D0=180mm的圓周上，接合面間摩擦系數(shù)f=0.15，可靠性系數(shù)Ks=1.2，螺栓材料的許用拉伸應(yīng)力=120MPa，試求該螺栓組連接允許的最大提升載荷Wmax。（2）若已知Wmax=6 000N，其他條件同（1），試確定螺栓直徑。解題要點：（1）計算允許最大提升