機械設計 課件 第3章 螺紋連接例題3.2-3.4

螺栓組受力分析軸向力橫向力旋轉(zhuǎn)力矩翻轉(zhuǎn)力矩F=FQ/z受拉受剪受拉受剪受拉螺栓受變載：緊連接受F’和Fσa影響疲勞強度單個螺栓強度計算受剪螺栓：松連接：僅受F’：受靜載：F0=F+F”受任意載荷螺栓組向形心簡化———————→四種簡單狀態(tài)迭加——→受載最大螺栓——→按單個計算Chapter3ScrewJointsChapter3ScrewJoints例3.2圖3.27所示汽缸蓋用普通螺栓組連接，缸內(nèi)氣體壓強p在0~0.6MPa之間變化，剛體和缸蓋連接接合面用銅皮石棉墊片密封，汽缸內(nèi)徑D=420mm，螺栓分布圓直徑D1

=500mm，裝配時控制預緊力，試設計此螺栓組連接。解：1.螺栓組的靜強度計算1）確定螺栓材料的性能等級和許用應力[s

]由表3.1選取螺栓材料性能等級為4.6級，得sS

=240MPa；由裝配時控制預緊力，查表3.2取安全系數(shù)S

=1.5，則螺栓的許用應力MPa2）確定單個螺栓的最大工作載荷F螺栓組最大工作載荷

試選螺栓的數(shù)目Z=20，則單個螺栓的最大工作載荷F為

N

NChapter3ScrewJoints3）確定殘預緊力F

由于汽缸要求密封可靠，取F

=15

F

=1.5×4154.22

=6231.33N

4）確定單個螺栓的總拉力F0

F0

=F+F

=4154.22+6231.33=10385.55N

5）計算滿足靜強度要求的最小螺紋直徑d1選取小徑大于并接近10.368

mm的粗牙普通螺紋，由附錄A查得螺紋M14，其d1=11.835mm>10.368mm，滿足靜強度要求，故選用螺栓公稱直徑為d=14mm。mm2.校核螺栓間距

（自學）3．螺栓疲勞強度計算

（自學）Chapter3ScrewJoints例3.3

如圖3.28（a）所示螺栓組連接，已知P=1600N，采用四個普通受拉螺栓連接，螺栓材料的許用應力[s

]=62MPa，接合面摩擦系數(shù)f=0.15，取可靠性系數(shù)Kf=1.2，試求所需螺栓直徑。解：1.簡化為基本形式載荷如圖3.28(b)所示，將載荷P向螺栓組形心O簡化，得橫向力P及旋轉(zhuǎn)力矩T。P=1600N，T=PL=1600×800=128×104Nmm。Chapter3ScrewJoints2.計算每個螺栓連接的作用力(1)橫向力P由四個螺栓連接平均承受（圖3.28c），即

(2)旋轉(zhuǎn)力矩T使各螺栓連接承受與形心連線相垂直的橫向作用力，且各力相等（圖3.28c），即RT1=RT2=RT3=

RT4N又由靜力平衡條件，得RT1r+RT2r+RT3r+

RT4r=T，所以RT1=RT2=RT3=

RT4=

NChapter3ScrewJoints(3)求受力最大螺栓連接的作用力

每個螺栓連接的橫向力等于各自RP與RT的向量和，由幾何關系可知(圖3.28c)，1、2兩螺栓連接的合力最大，其值為==1501N3.螺栓強度計算(1)受力最大的螺栓連接所需預緊力N(2)計算所需螺栓直徑mm注意例3.4軸承托架緊固到鋼立柱上，托架材料為鑄鐵，螺栓材料級別為6.8級。載荷Q=6kN，尺寸如圖。試設計此螺栓連接，螺栓數(shù)目Z=4。螺栓不被拉斷；底板不滑動；上邊緣不離縫；下端不壓潰。條件Chapter3ScrewJoints解：1.螺栓組受力分析將載荷分解為水平分力及垂直分力(見圖)，即：將Qx及Qy移至螺栓組接縫面的幾何形心O點，得一軸向力Qx

、橫向力Qy

、翻倒力矩MQx

、MQy

。

此螺栓組的受力屬于既受橫向力、又受軸向力的緊連接螺栓。工作載荷由兩部分組成：由軸向力Qx引起的工作拉力：

由翻倒力矩M引起的工作拉力：

∴總工作拉力

Chapter3ScrewJoints2.求每個螺栓的予緊力根據(jù)底板不下滑的條件，即橫向力與底板的摩擦力平衡，求得：

(F

為殘余予緊力),由公式：

(此處的工作載荷用F1而不用總工作拉力F，是因翻倒力矩對摩擦力無影響，在M作用下，底板下部的壓力雖然增大，但上部的壓力卻以同樣程度減小)。

將F

代入上式，得：取＝0.3(按無墊片考慮)，

，

每個螺栓的予緊力為：Chapter3ScrewJoints3.上邊螺栓受的總拉力

4.求螺栓直徑已知螺栓材料的強度級別為6.8級，由教材表2.1得：又由教材表2.3按不控制予緊力考慮，設