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2-1常用螺纹有哪些类型？其中哪些用于联接，哪些用于传动，为什么？哪些是标准螺纹？2-2螺纹联接预紧的目的是什么？如何控制预紧力？2-3拧紧螺母时，螺栓和被联接件各受什么载荷？拧紧力矩要克服哪些阻力矩？2-4 联接螺纹能满足自锁条件，为什么在设计螺纹联接时还要考虑防松问题？根据防松原理，防松分哪几类？可拆卸的防松中哪类工作可靠，为什么？2-5 在受横向载荷的螺纹联接中，螺栓是否一定受剪切？为什么？2-6为改善螺纹牙上载荷分配不均现象，常采用悬置螺母或内斜螺母，试分析其原因。

2-7画出题2-7图中各螺纹联接的正确结构并选择标准螺纹联接件。

2-8平键的标准截面尺寸如何确定？键的长度如何确定？2-9矩形花键和渐开线花键如何定心？2-10过盈配合联接中有哪几种装配方法？哪种方法能获得较高的联接紧固性？为什么？2-11影响过盈配合联接承载能力的因素有哪些？为提高承载能力可采取什么措施？习题2-1用图示的扳手拧紧M16的螺母，扳手有效长度L= 400 mm，求实现预紧力Q P=13500 N 的拧紧力F。

2-2 图示为普通螺栓组联接，载荷R＝5000 N，L＝280 mm，l＝100 mm，接合面间的摩擦系数f＝0.3。

试确定预紧力。

2-3如图所示，用六个M16的普通螺栓联接的钢制液压油缸，螺栓8.8级，安全系数S ＝3，缸内油压p＝2.5 MPa，为保证紧密性要求，剩余预紧力Q p′≥1.5F。

求预紧力的取值范围。

（缸盖与油缸结合面处采用金属垫片）2-4 图示减速器端盖用四个螺钉固定在铸铁箱体上，端盖与箱体间采用金属垫片。

端盖受轴向载荷F Σ＝6000 N ，试确定预紧力及螺钉直径。

2-5 在图示的夹紧联接中，柄部承受载荷P ＝600 N ，柄长L ＝350 mm ，轴直径d b ＝60mm ，螺栓个数 z ＝2，接合面摩擦系数 f ＝0.15，试确定螺栓直径。

2-6在图示的气缸盖联接中，气缸内径D＝400 mm，螺栓个数z＝16，缸内气体压力p 在0～2 MPa之间变化，采用铜皮石棉垫片，试选择螺栓直径。

2-7图示为GZ5刚性联轴器，材料为ZG270－500，用6个8.8级螺栓联接。

已知该联轴器允许的最大转矩为16000N.m，两个半联轴器间的摩擦系数f＝0.16，载荷平稳。

（1）采用普通螺栓，求螺栓直径；（2）若改用铰制孔用螺栓，计算螺栓直径。

2-8图示为两块边板和一块承重板焊接成的龙门起重机导轨托架。

两边板各用四个螺栓与工字钢立柱联接，托架承受的最大载荷为R＝20 kN，问：（1）此联接采用普通螺栓还是铰制孔螺栓为宜？（2）若用铰制孔用螺栓联接，已知螺栓机械性能等级为8.8，试确定螺栓直径。

2-9 图示的铸铁托架用四个普通螺栓固定在钢立柱上，已知托架上的载荷P = 5 kN，其作用线与铅垂方向的夹角α = 45°。

托架材料的强度极限σB＝200 MPa，立柱材料的屈服强度极限σs＝235 MPa，结构尺寸如图所示，试确定螺栓直径。

2-10 图示减速器的低速轴与凸缘联轴器及圆柱齿轮之间分别用键联接。

已知轴传递的功率P = 9 kW，转速n=100 r/min，轴和齿轮的材料均为钢，联轴器材料为铸铁，工作时有轻微冲击。

试选择两处键的类型和尺寸，并校核其联接强度。

2-11 图示的双联滑移齿轮与轴用矩形花键联接，已知传递的转矩T ＝140 N.m ，齿轮在 空载下移动，工作情况良好，轴D ＝34 mm ，齿轮宽度L ＝40 mm ，轴和齿轮的材料均为钢，花键齿面热处理后硬度小于45HRC 。

试选择花键、校核联接强度，并写出联接的标记代号。

例 题例2-1 如图a 所示的铸铁（HT150）支架，用一组螺栓固定在钢制底座上，支架轴孔中心受一斜力P ＝10000 N ，P 力与水平面的夹角α＝30°，轴孔中心高度 h ＝250 mm ，底板尺寸l 1＝200 mm ，l 2＝400 mm ，l 3＝150 mm ，螺栓孔中心距 l ＝320 mm 。

试求螺栓所受的最大轴向总载荷，并校核螺栓组联接接合面的工作能力。

解 （1）螺栓受力分析①将斜力P 分解为水平分力P x 和垂直分力P z ；再将水平分力P x 简化到接合面上，得翻转力矩M 和作用在接合面上的横向力P x ，见例2-1图b 。

支架螺栓组共受以下诸力和力矩作用：轴向力（作用干螺栓组形心，垂直向上）N 横向力（作用于接合面，水平向右）N 翻转力矩（绕O 轴，顺时针方向）N.mm②计算每个螺栓所需要的预紧力Q p。

P x要使底板向右滑移，受到联接接合面摩擦力的阻挡。

预紧力Q p使接合面间产生摩擦力。

P x 使预紧力减小。

M对摩擦力无影响，因在M 作用下，底板右部的压力虽然增犬，但其左部的压力却以同样程度减小。

参照式（2-9）并考虑P z 对预紧力的影响可得底扳不滑移条件为取K f ＝1.2，f＝0.15（表2-3，铸铁对干燥加工表面），（表2-5，无垫片），则N③计算螺栓的工作拉力。

在垂直拉力P z作用下，螺栓所受到的工作拉力，按式（2-8）知N在翻转力矩M作用下，螺栓所受到的工作拉力，按式（2-17）知N故总工作拉力为N④计算螺栓总拉力。

由式（2-28）得螺栓的总拉力为N（2）校核螺栓组联接接含面的工作能力①检查受载时铸铁底板右边缘处走否压溃参照式（2-18）得式中接合面有效面积为mm2接合面的有效抗弯剖面模量为mm3代入得MPa 查表2-4知铸铁（HT150）的许用挤压应力为MPa，由于σp max<< [σp]，故接合面右边缘处不致压溃。

②检查受载时底板左边缘处走否出现间隙参照式（2-19）得故接合面左边缘处不会产生间隙。

例2-2试选定蜗轮与轴的键联接。

已知：蜗轮为8级精度，蜗轮轮毂材料为HT200，轴的材料为45钢，蜗轮与轴的配合直径为50 mm，蜗轮轮毂长为80 mm，传递转矩T＝480 N·m。

载荷平稳。

蜗轮沿轴向固定。

解（1）选择键联接的类型及其尺寸由于蜗轮为8级精度要求有较高的对中性，故选用平键联接。

又因是静联接，选圆头普通平键，由手册查得，当d＝44～50 mm 时，键的剖面尺寸为：宽b＝14 mm，高h＝9 mm。

参考轮毂长度选键长L＝70 mm。

键的材料选45钢。

（2）键联接的强度计算联接的失效形式是轴、轮毂和键三个零件中较弱零件的压溃和键的剪断。

由于蜗轮轮毂材料是铸铁，故应按轮毂进行挤压强度校核计算。

键的工作长度l＝L—b＝70－14＝56 mm，由表2-10查得联接的许用挤压应力[σp]＝80 MPa（因载荷平稳，取大值）。

由式（2-37）得键联接工作面上的挤压应力MPa由于σp < [σp]，故所选键联接强度足够。

例2-3设计蜗轮轮毂与轴的过盈配合联接。

已知：联接传递的最大转矩T＝780 N.m；轴向力F＝3500N；轴和轮毂联接处尺寸如例2-5图所示。

采用平键作辅助联接。

蜗轮轮毂材料为ZG310－570，其屈服强度极限σs2＝320 MPa；轴材料为45钢，其屈服强度极限σs1＝360 MPa。

轴和毂孔的表面粗糙度参数故分别为R z1＝6.3μm和R z2＝12.5μm。

拟用压入法装配。

解在此轴毂联接中，平键为辅助联接。

故计算时假定全部载荷均由过盈配合联接传递。

但考虑到平键辅助联接的有利因素，取较大的摩擦糸数。

（1）确定最小压强p min取f=0.1(表2-12有润滑的情况下)，由式（2-40）可求得MPa （2）确定最大压强P max由式（2-43）和（2-44）知：被包容件MPa 包容件MPa 最大压强取两零件中较小值，故取p max＝89 MPa。

（3）确定最小过盈量δ’min由表2-13查得：E1＝2.1×105 MPa；v1＝v2＝0.26。

由式（2-45）得mm 根椐式（2-47）确定δ’minmm （4）确定允许的最大过盈量δ’max按式（2-49）得mm（5）选择配含由公差配合标准中选H7/t6基孔制过盈配合，查得孔，轴为。

计算出最大、最小的装配过盈量为mm> δ’minmm< δmax结论：所选配合满足要求。

（6）计算装拆力为了得到足够的装拆力，我们忽略装配时擦平的影响。

即按装配时出现的最大过盈量计算压强。

MPaN 选用250 kN压力机即可。

例2-4在图示的夹紧联接中，柄部承受载荷P＝600 N，柄长L＝350 mm，轴直径d b＝60mm，螺栓个数z＝2，接合面摩擦系数f＝0.15，试确定螺栓直径。

按夹紧面受集中压力R 考虑。

（1）求预紧力Q P取可靠性糸数K f ＝1.2，根据平衡条件，则fRd b，＝K f PL所以NN（2）确定螺栓直径螺栓机械性能等级为8.8，则屈服强度极限σs＝640 MP。

查表2-8a，取S＝1.5，螺栓材料的许用应力为MPa根据式（2-25），螺栓的最小直径为mm查粗牙普通螺纹基本尺寸标准GB196－81，选用M10的螺拴，其小径d1＝8.376＞7.37 mm。