螺栓連接的強(qiáng)度計算.ppt

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目的要求 通過討論螺旋副的效率和自鎖 并明確于聯(lián)接和傳動的螺紋類型 教學(xué)重點(diǎn) 螺紋聯(lián)接的自鎖條件 結(jié)構(gòu)設(shè)計中應(yīng)注意的問題 及防松方法 緊螺栓的強(qiáng)度計算 教學(xué)難點(diǎn) 受軸向載荷的緊螺栓的強(qiáng)度計算 受力分析教學(xué)內(nèi)容 螺旋副的受力分析 自鎖 效率 螺紋聯(lián)接的強(qiáng)度計算 螺紋聯(lián)接的結(jié)構(gòu) 預(yù)緊和防松 第二講螺紋聯(lián)接的預(yù)緊與防松 螺旋傳動 一 預(yù)緊 預(yù)緊目的 保持正常工作 如汽缸螺栓聯(lián)接 有緊密性要求 防漏氣 接觸面積要大 靠摩擦力工作 增大剛性等 增大剛性 增加聯(lián)接剛度 緊密性和提高防松能力預(yù)緊力QP 預(yù)先軸向作用力 拉力 螺紋聯(lián)接 松聯(lián)接 在裝配時不擰緊 只存受外載時才受到力的作用緊聯(lián)接 在裝配時需擰緊 即在承載時 已預(yù)先受力 預(yù)緊力QP 預(yù)緊過緊 擰緊力QP過大 螺桿靜載荷增大 降低本身強(qiáng)度過松 擰緊力QP過小 工作不可靠 6 3螺紋聯(lián)接和預(yù)緊和防松 扳手?jǐn)Q緊力矩 T FH L 擰緊時螺母 T T1 T2T 擰緊力矩T1 螺紋摩擦阻力矩T2 螺母端環(huán)形面與被聯(lián)接件間的摩擦力矩 FH 作用于手柄上的力 L 力臂 一般K 0 1 0 3 擰緊力矩系數(shù) 由于直徑過小的螺栓 容易在擰緊時過載拉斷 所以對于重要的聯(lián)接不宜小于M10 M14 預(yù)緊力QP的控制 測力矩板手 測出預(yù)緊力矩 如左圖定力矩板手 達(dá)到固定的擰緊力矩T時 彈簧受壓將自動打滑 如右圖測量預(yù)緊前后螺栓伸長量 精度較高 二 螺紋防松 1 防松目的實(shí)際工作中 外載荷有振動 變化 材料高溫蠕變等會造成摩擦力減少 螺紋副中正壓力在某一瞬間消失 摩擦力為零 從而使螺紋聯(lián)接松動 如經(jīng)反復(fù)作用 螺紋聯(lián)接就會松馳而失效 因此 必須進(jìn)行防松 否則會影響正常工作 造成事故 2 防松原理消除 或限制 螺紋副之間的相對運(yùn)動 或增大相對運(yùn)動的難度 3 防松辦法及措施 1 摩擦防松 雙螺母 彈簧墊圈 尼龍墊圈 自鎖螺母等 彈簧墊圈 自鎖螺母 螺母一端做成非圓形收口或開峰后徑面收口 螺母擰緊后收口漲開 利用收口的彈力使旋合螺紋間壓緊 2 機(jī)械防松 開槽螺母與開口銷 圓螺母與止動墊圈 彈簧墊片 軸用帶翅墊片 止動墊片 串聯(lián)鋼絲等 3 永久防松 端鉚 沖點(diǎn) 點(diǎn)焊4 化學(xué)防松 粘合 開槽螺母與開口銷 圓螺母與止動墊圈 串聯(lián)鋼絲 針對不同零件的不同失效形式 分別擬定其設(shè)計計算方法 則失效形式是設(shè)計計算依據(jù)和出點(diǎn) 1 失效形式和原因 受拉螺栓 螺栓桿和螺紋可能發(fā)生塑性變形或斷裂受剪螺栓 螺栓桿和孔壁間可能發(fā)生壓潰或被剪斷 b 失效原因 應(yīng)力集中 a 失效形式 工程中螺栓聯(lián)接多數(shù)為疲勞失效 受拉螺栓 設(shè)計準(zhǔn)則為保證螺栓的疲勞拉伸強(qiáng)度和靜強(qiáng)度受剪螺栓 設(shè)計準(zhǔn)則為保證螺栓的擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度 應(yīng)力集中促使疲勞裂紋的發(fā)生和發(fā)展過程 2 設(shè)計計算準(zhǔn)則與思路 6 4單個螺栓聯(lián)接的強(qiáng)度計算 松螺栓聯(lián)接 如吊鉤螺栓 工作前不擰緊 無QP 只有工作載荷F起拉伸作用 強(qiáng)度條件為 驗算用 設(shè)計用 d1 螺桿危險截面直徑 mm 許用拉應(yīng)力N mm2 MPa s 材料屈服極限Mpa表4 8N 安全系數(shù) 表4 9 二 緊螺栓聯(lián)接 工作前有預(yù)緊力QP 工作前擰緊 在擰緊力矩T作用下 預(yù)緊力QP 產(chǎn)生拉伸應(yīng)力 螺紋摩擦力矩T1 產(chǎn)生剪應(yīng)力 復(fù)合應(yīng)力狀態(tài) 接第四強(qiáng)度理論 強(qiáng)度條件為 式中 QP 預(yù)緊力 N T1 螺紋摩擦力矩 起扭剪作用 又稱螺紋扭矩 N mm1 3 系數(shù)將外載荷提高30 以考慮螺紋力矩對螺栓聯(lián)接強(qiáng)度的影響 這樣把拉扭的復(fù)合應(yīng)力狀態(tài)簡化為純拉伸來處理 大大簡化了計算手續(xù) 故又稱簡化計算法 1 橫向載荷的緊螺栓聯(lián)接計算 主要防止被聯(lián)接件錯動 特點(diǎn) 桿孔間有間隙 靠擰緊的正壓力 QP 產(chǎn)生摩擦力來傳遞外載荷 保證聯(lián)接可靠 不產(chǎn)生相對滑移 的條件為 1 普通螺栓聯(lián)接 f 接縫面間的摩擦系數(shù)i 接縫界面數(shù)目KS 防滑系數(shù) 可靠性系數(shù) KS 1 1 1 3 強(qiáng)度條件驗算公式 設(shè)計公式 分析 由上式可知 當(dāng)f 0 2 i 1 KS 1則QP 5R 說明這種聯(lián)接螺栓直徑大 且在沖擊振動變載下工作極不可靠 為增加可靠性 減小直徑 簡化結(jié)構(gòu) 提高承載能力可采用如下減載裝置 a 減載銷b 減載套筒c 減載鍵 2 鉸制孔螺栓聯(lián)接 防滑動 特點(diǎn) 螺桿與孔間緊密配合 無間隙 由光桿直接承受擠壓和剪切來傳遞外載荷R進(jìn)行工作 螺栓的剪切強(qiáng)度條件為 螺栓與孔壁接觸表面的擠壓強(qiáng)度條件為 R 橫向載荷 N d0 螺桿或孔的直徑 mm Lmin 被聯(lián)接件中受擠壓孔壁的最小長度 mm 如圖所示 螺栓許用剪應(yīng)力 MPa 螺栓或被聯(lián)接件中較弱者的許用擠壓應(yīng)力 MPa 鉸制孔螺栓能承受較大的橫向載荷 但被加工件孔壁加工精度較高 成本較高 2 軸向載荷緊螺栓聯(lián)接強(qiáng)度計算 工作特點(diǎn) 工作前擰緊 有QP 工作后加上工作載荷F工作前 工作中載荷變化 工作原理 靠螺桿抗拉強(qiáng)度傳遞外載F 解決問題 a 保證安全可靠的工作 QP b 工作時螺栓總載荷 Q 分析 圖1 螺母未擰緊螺栓螺母松馳狀態(tài) 圖 擰緊 預(yù)緊狀態(tài)凸緣 壓 m QP栓桿 拉 b QP 圖3 加載F后 工作狀態(tài) 栓桿 繼續(xù)拉 凸緣 放松 殘余預(yù)緊力 總載 作圖 為了更明確以簡化計算 受力變形圖 設(shè) 材料變形在彈性極限內(nèi) 力與變形成正比 單個緊螺栓聯(lián)接受力變形圖 左圖 擰緊螺母時 螺栓與被聯(lián)接件的力與變形 右圖 將上兩圖合并 并施加工作載荷F 從圖線可看出 螺栓受工作載荷F時 螺栓總載荷 變形協(xié)調(diào)條件 凸緣 壓力減量 變形縮小 m 栓桿 拉力增量 變形縮小 b 變形協(xié)調(diào)條件 由圖可知 螺栓剛度 被聯(lián)接件剛度 稱螺栓相對于聯(lián)接的剛度 稱螺栓的相對剛度 F 部分工作載荷 對殘余預(yù)緊力的要求 為保證受載后接合面聯(lián)接的緊密性應(yīng)使 QP 的取法 QP 1 5 1 8 F 有密封要求一般聯(lián)接QP 0 2 0 6 F載荷穩(wěn)定QP 0 6 1 0 F載荷不穩(wěn)QP F地腳螺栓聯(lián)接 討論 最不利的情況 最理想的情況 不允許的情況 有縫隙存在 漏氣 降低螺栓受力的措施 a 必須采用剛度小螺栓 空心 加長 細(xì)頸 b 加硬墊片或直接擰在凸緣上均可提高強(qiáng)度 為聯(lián)接緊密 不漏氣 要求 6 計算時可根據(jù)已知條件選擇其一進(jìn)行計算 a 軸向靜力緊螺栓聯(lián)接強(qiáng)度計算 靜力F不變 Q為靜力 但考慮補(bǔ)充擰緊 防斷 強(qiáng)度條件驗算公式 設(shè)計公式 b 軸向變載荷緊螺栓聯(lián)接強(qiáng)度計算 分析 當(dāng)工作載荷 由0 F 螺栓總載 由Qp Q QP 部分載荷 由0 F 0 3 當(dāng)驗算不滿足時 措施 b 最好改善結(jié)構(gòu) 降低應(yīng)力集中 包括 工藝 結(jié)構(gòu) 制造 Cm Cb 適當(dāng)提高QP等綜合措施 a 三 螺栓材料與許用應(yīng)力計算 1 材料 螺母 螺栓強(qiáng)度級別 1 根據(jù)機(jī)械性能 把栓母分級并以數(shù)字表示 此乃強(qiáng)度級別 2 所依據(jù)機(jī)械性能為抗拉強(qiáng)度極限 Bmin和屈服極限 Smin 螺栓級別 帶點(diǎn)數(shù)字表示 點(diǎn)前數(shù)字為 點(diǎn)后數(shù)字為 螺母級別 注意 選擇對螺母的強(qiáng)度級別應(yīng)低于螺栓材料的強(qiáng)度級別 螺母的硬度稍低于螺栓的硬度 均低于20 40HB 2 許用應(yīng)力 許用拉應(yīng)力 已知 不控制QP的緊螺栓聯(lián)接 易過載 設(shè)計時應(yīng)取較大的完全系數(shù) 控制預(yù)緊力時可取較小的安全系數(shù)n 顯然n 與d有關(guān) 設(shè)計時 先假設(shè)d 進(jìn)行試算 選取一安全系數(shù)進(jìn)行計算 計算結(jié)果與估計直徑相比較 如在原先估計直徑所屬范圍內(nèi)即可 否則需重新進(jìn)行估算 試算法 工程中螺栓皆成組使用 單個使用極少 因此 必須研究栓組設(shè)計和受力分析 它是單個螺栓計算基礎(chǔ)和前提條件 螺栓組聯(lián)接設(shè)計的順序 選布局 定數(shù)目 力分析 設(shè)計尺寸 一 結(jié)構(gòu)設(shè)計原則 1 布局要盡量對稱分布 栓組中心與聯(lián)接結(jié)合面形心重合 有利于分度 劃線 鉆孔 以受力均勻 2 受剪螺栓組 鉸制孔螺栓聯(lián)接 時 不要在外載作用方向布置8個以上 螺栓要使其受力均勻 以免受力太不均勻 但彎扭作用螺栓組 要適當(dāng)靠接縫邊緣布局 否則受力太不均 3 合理間距 適當(dāng)邊距 以利用扳手裝拆 6 5螺栓組的設(shè)計與受力分析 4 避免偏心載荷作用a 被聯(lián)接件支承面不平突起b 表面與孔不垂直c 鉤頭螺栓聯(lián)接 防偏載措施 a 凸合 b 凹坑 魚眼坑 c 斜墊片 二 螺栓組受力分析 目的 求受力最大載荷的螺栓 前提 假設(shè) 被聯(lián)接件為剛性不變形 只有地基變形 各螺栓材料 尺寸 擰緊力均相同 受力后材料變形在彈性范圍內(nèi) 接合面形心與螺栓組形心重合 受力后其接縫面仍保持平面 1 受軸向載荷螺栓組聯(lián)接 單個螺栓工作載荷為 F P ZP 軸向外載Z 螺栓個數(shù) 2 受橫向載荷的螺栓組聯(lián)接特點(diǎn) 普通螺栓 鉸制孔用螺栓皆可用 外載垂直于螺栓軸線 防滑普通螺栓 受拉伸作用鉸制孔螺栓 受橫向載荷剪切 擠壓作用 單個螺栓所承受的橫向載荷相等R RL Z 3 受橫向扭矩螺栓組聯(lián)接 1 圓形接合面 單個螺栓所受橫向載荷 2 矩形接合面 a 普通螺栓聯(lián)接 由靜平衡條件 則各個螺栓所需的預(yù)緊力為 聯(lián)接件不產(chǎn)生相對滑動的條件為 b 鉸制孔螺栓聯(lián)接組 由變形協(xié)調(diào)條件可知 各個螺栓的變形量和受力大小與其中心到接合面形心的距離成正比 由假設(shè) 板為剛體不變形 工作后仍保持平面 則剪應(yīng)變與半徑成正比 在材料彈性范圍內(nèi) 應(yīng)力與應(yīng)變成正比 由靜平衡條件 4 受傾覆 縱向 力矩螺栓組聯(lián)接 特點(diǎn) M在鉛直平面內(nèi) 繞O O回轉(zhuǎn) 只能用普通螺栓 取板為受力對象 由靜平衡條件 設(shè)單個螺栓工作載荷為Fi 螺栓桿不拉斷的條件 設(shè)計公式 驗算公式 右側(cè)不壓潰條件 被聯(lián)接件 QP作用下接合面的擠壓應(yīng)力 M作用下接合面的擠壓應(yīng)力 左側(cè)不開縫的條件 若受有橫向載荷PH 板不滑動條件為 被聯(lián)接件相對剛度 實(shí)際使用中螺栓組聯(lián)接所受的載荷是以上四種簡單受力狀態(tài)的不同組合 計算時只要分別計算出螺栓組在這些簡單受力狀態(tài)下每個螺栓的工作載荷 然后按向量疊加起來 便得到每個螺栓的總工作載荷 再對受力最大的螺栓進(jìn)行強(qiáng)度計算即可 說明 工程中受力情況很復(fù)雜 但均可轉(zhuǎn)化為四種典型情況進(jìn)行解決 計算公式在對稱分布情況下推導(dǎo) 但不對稱也可以用 取轉(zhuǎn)軸不同 公式計算精度不同 總設(shè)計思路 螺栓組結(jié)構(gòu)設(shè)計 布局 數(shù)目 螺栓組受力分析 載荷類型 狀態(tài) 形式 求單個螺栓的最大工作載荷 判斷哪個最大 按最大載荷的單個螺栓設(shè)計 求d1 標(biāo)準(zhǔn) 全組采用同樣尺寸螺栓 互換的目的 影響聯(lián)接強(qiáng)度的因素很多 如材料 結(jié)構(gòu) 尺寸 工藝 螺紋牙間 載荷分布 應(yīng)力幅度 機(jī)械性能 而螺栓聯(lián)接的強(qiáng)度又主要取決于螺栓的強(qiáng)度 一 改善螺紋牙間載荷分布不均狀況 工作中螺栓牙抗拉伸長 螺母牙受壓縮短 伸與縮的螺距變化差以緊靠支承面處第一圈為最大 應(yīng)變最大 應(yīng)力最大 其余各圈依次遞減 旋合螺紋間的載荷分布如圖所示 所以采用圈數(shù)過多的加厚螺母 并不能提高聯(lián)接的強(qiáng)度 辦法 降低剛性 易變形 增加協(xié)調(diào)性 以緩和矛盾 6 3提高螺栓聯(lián)接的強(qiáng)度的措施 a 懸置螺母b 環(huán)槽螺母c 內(nèi)斜螺母d 環(huán)槽內(nèi)斜 三 降低螺栓應(yīng)力幅 1 降低螺栓剛性 抗疲勞強(qiáng)度得到提高 可用豎心桿 細(xì)長桿 柔性螺栓聯(lián)接 2 增大凸緣剛性 提高了螺栓聯(lián)接疲勞強(qiáng)度 采用高硬度墊片或直接擰在鑄鐵 3 同時使用Cb Cm 同時適當(dāng)增加QP 提高被聯(lián)接件剛性Cm降低螺栓剛性Cb 同時QP2 QP2 理想方法 三 減小應(yīng)力集中的影響 1 加大過渡處圓角 圖1 2 改用退刀槽3 卸載槽 圖2 4 卸載過渡結(jié)構(gòu) 圖3 四 采用合理的制造工藝 1 用擠壓法 滾壓法 制造螺栓 疲勞強(qiáng)度提高30 40 2 冷作硬化 表層有殘余應(yīng)力 壓 氰化 氮化 噴丸等可提高疲勞強(qiáng)度3 熱處理后再進(jìn)行滾壓螺紋 效果更佳 強(qiáng)度提高70 100 此法具有優(yōu)質(zhì) 高產(chǎn) 低消耗功能4 控制單個螺距誤差和螺距累積誤差 一 螺旋傳動的類型 特點(diǎn)與應(yīng)用 1 應(yīng)用 螺旋傳動是利用螺桿和螺母組成的螺旋副來實(shí)現(xiàn)傳動要求的 它主要用于將回轉(zhuǎn)運(yùn)動變?yōu)橹本€運(yùn)動將直線運(yùn)動變?yōu)榛剞D(zhuǎn)運(yùn)動 同時傳遞運(yùn)動或動力 2 傳動形式 a 螺桿轉(zhuǎn)螺母移b 螺桿又轉(zhuǎn)又移 螺平固定 用得多c 螺母轉(zhuǎn)螺桿移d 螺母又轉(zhuǎn)又移 螺桿固定 用得少 6 7螺旋傳動 按用途分三類 1 傳力螺旋 舉重器 千斤頂 加壓螺旋特點(diǎn) 低速 間歇工作 傳遞軸向力大 自鎖2 傳導(dǎo)螺旋 機(jī)床進(jìn)給匯杠 傳遞運(yùn)動和動力特點(diǎn) 速度高 連續(xù)工作 精度高3 調(diào)整螺旋 機(jī)床 儀器及測試裝置中的微調(diào)螺旋 特點(diǎn) 是受力較小且不經(jīng)常轉(zhuǎn)動 3 螺旋傳動類型 螺旋傳動按摩擦副的性質(zhì)分 1 滑動螺旋 構(gòu)造簡單 傳動比大 承載能力高 加工方便 傳動平穩(wěn) 工作可靠 易于自鎖 缺點(diǎn) 磨損快 壽命短 低速時有爬行現(xiàn)象 滑移 摩擦損耗大 傳動效率低 30 40 傳動精度低 2 滾動螺旋傳動 摩擦性質(zhì)為滾動摩擦 滾動螺旋傳動是在具有圓弧形螺旋槽的螺桿和螺母之間連續(xù)裝填若干滾動體 多用鋼球 當(dāng)傳動工作時 滾動體沿螺紋滾道滾動并形成循環(huán) 按循環(huán)方式有 內(nèi)循環(huán) 外循環(huán)兩種 特點(diǎn) 傳動效率高 可達(dá)90 起動力矩小 傳動靈活平穩(wěn) 低速不爬行 同步性好 定位精度高 正逆運(yùn)動效率相同 可實(shí)現(xiàn)逆?zhèn)鲃?缺點(diǎn) 不自鎖 需附加自鎖裝置 抗振性差 結(jié)構(gòu)復(fù)雜 制造工藝要求高 成本較高 3 靜壓螺旋 液體摩擦 靠外部液壓系統(tǒng)提高壓力油 壓力油進(jìn)入螺桿與螺母螺紋間的油缸 促使螺桿 螺母 螺紋牙間產(chǎn)生壓力油膜而分隔開 特點(diǎn) 摩擦系數(shù)小 效率高 工作穩(wěn)定 無爬行現(xiàn)象 定位精度高 磨損小 壽命長 但螺母結(jié)構(gòu)復(fù)雜 需密封 需一穩(wěn)壓供油系統(tǒng) 成本較高 適用于精密機(jī)床中進(jìn)給和分度機(jī)構(gòu) 二 滑動螺旋的設(shè)計計算 1 結(jié)構(gòu)與材料 千斤頂?shù)湫徒Y(jié)構(gòu) 2 耐磨性計算 滑動螺旋中磨損是最主要的一種失效形式 它會引起傳動精度下降 空間大 并使強(qiáng)度下降 磨損的影響因素 工作面的比壓 螺紋表面質(zhì)量 滑動速度和潤滑狀態(tài)所以耐磨性計算主要限制螺紋工作面上比壓P要求小于材料的許用比壓 當(dāng)速度相同時 比壓大 磨損量大 潤滑油不被擠出 易形成油膜潤滑 耐磨性條件 設(shè)計公式 2 自鎖性驗算 3 螺桿的強(qiáng)度計算 螺桿工作時同時受軸面壓力 拉力 Q與扭矩T的作用 截面受拉 壓 應(yīng)力與扭剪應(yīng)力的復(fù)合作用 按彎扭復(fù)合強(qiáng)度條件計算 第四強(qiáng)度理論 4 螺母的螺紋牙強(qiáng)度計算 由于螺母材料的強(qiáng)度通常低于螺桿材料的強(qiáng)度 因此螺紋牙受剪和彎曲均在螺母上 將螺母一圈螺紋沿螺紋大徑處展開 即可視為一懸壁梁 每圈螺紋承受的平均壓力Q u作用在中徑d2的圓周上 螺紋牙根部危險剖面的變曲強(qiáng)度條件為 剖面 的剪切強(qiáng)度條件為 5 螺桿的穩(wěn)定性計算 當(dāng)螺桿較細(xì)長且受較大軸向壓力時 可能會雙向彎曲而失效 螺桿相當(dāng)于細(xì)桿 螺桿所承受的軸向壓力Q小于其臨界壓力Qca nS 螺桿穩(wěn)定許用安全系數(shù) 傳導(dǎo)螺旋nS 2 5 4 0 傳力螺旋nS 3 5 5 0 精密螺桿或水平螺桿nS 4