锥面联接的压入受力分析及其仿真

螺栓组受力分析与计算..

螺栓组受力分析与计算 一．螺栓组联接的设计 设计步骤： 1．螺栓组结构设计 2．螺栓受力分析 3．确定螺栓直径 4．校核螺栓组联接接合面的工作能力 5．校核螺栓所需的预紧力是否合适 确定螺栓的公称直径后，螺栓的类型，长度，精度以及相应的螺母，垫圈等结构尺寸，可根据底板的厚度，螺栓在立柱上的固定方法及防松装置等全面考虑后定出。 1. 螺栓组联接的结构设计 螺栓组联接结构设计的主要目的，在于合理地确定联接接合面的几何形状和螺栓的布置形式，力求各螺栓和联接接合面间受力均匀，便于加工和装配。为此，设计时应综合考虑以下几方面的问题： 1）联接接合面的几何形状通常都设计成轴对称的简单几何形状，如圆形，环形，矩形，框形，三角形等。这样不但便于加工制造，而且便于对称布置螺栓，使螺栓组的对称中心和联接接合面的形心重合，从而保证接合面受力比较均匀。 2）螺栓的布置应使各螺栓的受力合理。对于铰制孔用螺栓联接，不要在平行于工作载荷的方向上成排地布置八个以上的螺栓，以免载荷分布过于不均。当螺栓联接承受弯矩或转矩时，应使螺栓的位置适当靠近联接接合面的边缘，以减小螺栓的受力（下图）。如果同时承受轴向载荷和较大的横向载荷时，应采用销，套筒，键等抗剪零件来承受横向载荷，以减小螺栓的预紧力及其结构尺寸。 接合面受弯矩或转矩时螺栓的布置

3）螺栓排列应有合理的间距，边距。布置螺栓时，各螺栓轴线间以及螺栓轴线和机体壁间的最小距离，应根据扳手所需活动空间的大小来决定。扳手空间的尺寸（下图）可查阅有关标准。对于压力容器等紧密性要求较高的重要联接，螺栓的间距t0不得大于下表所推荐的数值。 扳手空间尺寸 螺栓间距t0 注：表中d为螺纹公称直径。 4）分布在同一圆周上的螺栓数目，应取成4，6，8等偶数，以便在圆周上钻孔时的分度和画线。同一螺栓组中螺栓的材料，直径和长度均应相同。 5）避免螺栓承受附加的弯曲载荷。除了要在结构上设法保证载荷不偏心外，还应在工艺上保证被联接件，螺母和螺栓头部的支承面平整，并与螺栓轴线相垂直。对于在铸，锻件等的粗糙表面上应安装螺栓时，应制成凸台或沉头座（下图1）。当支承面为倾斜表面时，应采用斜面垫圈（下图2）等。

过盈量与装配力计算公式

过盈联接 1．确定压力p； 1）传递轴向力F 2）传递转矩T 3）承受轴向力F和转矩T的联合作用 2．确定最小有效过盈量，选定配合种类； 3．计算过盈联接的强度； 4．计算所需压入力；（采用压入法装配时） 5．计算包容件加热及被包容件冷却温度；（采用胀缩法装配时） 6．包容见外径胀大量及被包容件内径缩小量。 1. 配合面间所需的径向压力p 过盈联接的配合面间应具有的径向压力是随着所传递的载荷不同而异的。 1）传递轴向力F当联接传递轴向力F时（图7-20），应保证联接在此载荷作用下，不产生轴向滑动。亦即当径向压力为P时，在外载荷F的作用下，配合面上所能产生的轴向摩擦阻力F，应大于或等于外载荷F。 图: 变轴向力的过盈联接图: 受转矩的过盈联接 设配合的公称直径为人配合面间的摩擦系数为人配合长度为l，则

F f=πdlpf

因需保证F f ≥F，故 [7-8] 2）传递转矩T当联接传递转矩T时，则应保证在此转矩作用下不产生 周向滑移。亦即当径向压力为P时，在转矩T的作用下，配合面间所能产生的摩 擦阻力矩M f 应大于或等于转矩T。 设配合面上的摩擦系数为f①，配合尺寸同前，则 M f=πdlpf·d/2 因需保证M f ≥T．故得 [7-9] ① 实际上，周向摩擦系数系与轴向摩擦系数有差异，现为简化．取两者近似相等．均以f表示。 配合面间摩擦系数的大小与配合面的状态、材料及润滑情况等因素有关，应由实验测定。表7－5给出了几种情况下摩擦系数值，以供计算时参考。 表: 摩擦系数f值 压入法胀缩法 联接零件材料无润滑时f 有润滑时f 联接零件 材料 结合方式，润滑 f 钢—铸钢0.11 0.08 钢—钢油压扩孔，压力 油为矿物油 0.125 钢—结构钢0.10 0.07 油压扩孔，压力 油为甘油，结合 面排油干净 0.18 钢—优质结构钢0.11 0.08 在电炉中加热包 容件至300℃ 0.14 钢—青铜0.150.20 0.030.06 在电炉中加热包 容件至300℃以 后，结合面脱脂 0.2 钢—铸铁0.120.15 0.050.10 钢—铸铁油压扩孔，压力 油为矿物油 0.1 铸铁—铸钢0.150..25 0.150.10 钢—铝镁无润滑0.100.15

过盈配合件的装配办法

过盈配合件的装配方法有： 过盈配合件是依靠相配件装配以后的过盈量达到紧固联接。装配后．由于材料的弹性变形，使配合面之间产生压力，因此在工作时配合面间具有相当的联擦力来传递扭短或轴向力。过盈配合装配一般属于不可拆卸的固定连接。过盈配合件的装配方法有：(1)人工锤击法，(2)压力机压入法； (3)冷装法，(4)轴承加热器热装法。 轴承加热器热装法:? 适用过盈量较大轴承、齿轮、齿圈、电机外壳的加热器装配?? 1．做好热装前的准备工作．以保证热装工序的顺利完成?? 1?）加热温度T计算公式T＝(σ＋δ)/ad＋T (℃)?式中d－配合公称直径(mm)?? a－加热零件材料线膨胀系数(1/℃)?常用材料线膨胀系数见有关手册σ－配合尺寸的最大过盈量mmδ－所需热装间隙(mm)?当d<200mm时，?? δ取(1"2)σ当d≥200mm时，δ取(0.001"0.0015)d2?? 2）加热时间按零件厚10mm需加热10min估算。厚度值按零件轴向和径向尺寸小者计算?? 3）保温时间按加热时间的1/4估算??? 2．包容件加热．胀量达到要求后，要迅速清理包容件和包件的配合表面，然后立即进行热装。要求操作动作迅速准确，一次热装到位，中涂不许停顿。若发生异常，不允许强迫装入，必须排除故障，重新加热再进行热装?? 3.零件热装后，采用拉、压、顶等可靠措施使热装件靠近被包容件轴向定位面。零件冷却后，其间隙不得大于配合长度的1000?? 4.钢件中装铜套时，包容件只能作一次热装，装后不允许作为二次热装的包容件再行加热?? 5.凡镶圈结构的齿轮与的热装时．在装齿圈时已加热过一次，当与轴热装时，又需二次加热，一般应采用油浴加热。若条件有限，也可采用电炉加热，但必须严格控制温升速度，使之温度均匀．且工作外表面离炉丝距离大于300mm，否则不准采用?? 6.?采用电感式加热器加热，必须适当选择设备规格，并严格遵守设备操作规程?? 冷装法：适用于包容件无法加热或加热会导致零件精度、材料组织变化、影响其力学件的装配?? 1．冷装时?? l冷冻温度TI计算公式?? T1=2σ/a1d (℃)?? 式中??? σ—最大过盈量(mm)?? d—被包容件的外径(mm) a1—被包容件冷却时? 线膨胀系数常用材料冷却时线膨胀系数见有关手册?? 冷冻时间t计算公式?? t= a'δ' (6～8)(mm)?? 式中?与材料有关的系数见有关手册被冷冻零件的特征尺寸。即零件的最大断面半径或? 壁厚尺寸(mm)?? 1)按公式计算冷冻温度T??

过盈配合压入力计算

轴与轴套过盈配合压入力计算公式：?prlf P=2 应为“—”i2?1?p i2222??r2r?rr?r2231122??? 2222EE)(ErrE(r?r?)211321225?10?Mpa, u1=u2=0.3, l=150mm, =0.075mm, r1=70mm, r2=100mm, r3=135mm, E1=E2=2.1f=0.15 带入公式得： Pi= 12.3954Mpa 510?(17.524t) P=1.7524=17874.48kgf N5?10?Mpa, u1=u2=0.3, l=190mm=0.075mm, r1=70mm, r2=100mm, r3=135mm, E1=E2=2.1, f=0.15 带入公式得： Pi= 12.3954Mpa 510?(22.196t) N=22639.92kgf P= 2.2196 B87C机头衬套压入力： δ=0.078，r1=14.415,r2=25.38,r3=44.5,L=115,f=0.15 代入公式得：22.6T/26.7T——大值是按u1起作用算得 FT160A架体横臂压入力： δ=0.05，r1=0,r2=17,r3=25,L=37,f=0.15 代入公式得：4.9T/5.8T——大值是按u1起作用算得

过盈联接p1；．确定压力F）传递轴向力12）传递转矩T 3）承受轴向力F和转矩T的联合作用 2．确定最小有效过盈量，选定配合种类； 3．计算过盈联接的强度； 4．计算所需压入力；（采用压入法装配时） 5．计算包容件加热及被包容件冷却温度；（采用胀缩法装配时） 6．包容见外径胀大量及被包容件内径缩小量。 1. 配合面间所需的径向压力p 过盈联接的配合面间应具有的径向压力是随着所传递的载荷不同而异的。1）传递轴向力F当联接传递轴向力F时（图7-20），应保证联接在此载荷作用下，不产生轴向滑动。亦即当径向压力为P时，在外载荷F的作用下，配合面上所能产生的轴向摩擦阻力F，应大于或等于外载荷F。 受 : 图图: 变轴向力的过盈联接 转矩的过盈联接，则设配合的公称直径为人配合面间的摩擦系数为人配合长度为l=πdlpf F f≥F，故因需保证F f [7-8] 时，则应保证在此转矩作用下不产生T 当联接传递转矩2）传递转矩T 配合面间所能产生的摩的作用下，在转矩T周向滑移。亦即当径向压力为P时，。应大于或等于转矩T擦阻力矩M f①设配合面上的摩擦系数为f，配合尺寸同前，则 =πdlpf·d/2M f M≥T．故得因需保证f

螺栓组受力分析与计算

螺栓组受力分析与计算 螺栓组联接的设计 设计步骤： 1. 螺栓组结构设计 2. 螺栓受力分析 3. 确定螺栓直径 4. 校核螺栓组联接接合面的工作能力 5. 校核螺栓所需的预紧力是否合适 确定螺栓的公称直径后，螺栓的类型，长度，精度以及相应的螺母，垫圈等结构尺寸，可根据底板的厚度，螺栓在立柱上的固定方法及防松装置等全面考虑后定出。 "1.螺栓组联接的结构设计 螺栓组联接结构设计的主要目的，在于合理地确定联接接合面的几何形状和螺栓的布置形式，力求各螺栓和联接接合面间受力均匀，便于加工和装配。为此，设计时应综合考虑以下几方面的问题： 1）联接接合面的几何形状通常都设计成轴对称的简单几何形状，如圆形，环形，矩形，框形, 三角形等。这样不但便于加工制造，而且便于对称布置螺栓，使螺栓组的对称中心和联接接 合面的形心重合，从而保证接合面受力比较均匀。 2）螺栓的布置应使各螺栓的受力合理。对于铰制孔用螺栓联接，不要在平行于工作载荷的方向上成排地布置八个以上的螺栓，以免载荷分布过于不均。当螺栓联接承受弯矩或转矩时，应使螺栓的位置适当靠近联接接合面的边缘，以减小螺栓的受力（下图）。如果同时承受轴向载荷和较大的横向载荷时，应采用销，套筒，键等抗剪零件来承受横向载荷，以减小螺栓的预紧力及其结构尺寸。 塾〉不令 接合面受弯矩或转矩时螺栓的布置

3）螺栓排列应有合理的间距，边距。布置螺栓时，各螺栓轴线间以及螺栓轴线和机体壁间的 最小距离，应根 据扳手所需活动空间的大小来决定。扳手空间的尺寸（下图）可查阅有关标 准。对于压力容器等紧密性要求较高的重要联接， 螺栓的间距to 不得大于下表所推荐的数值 扳手空间尺寸 螺栓间距t o 注：表中d 为螺纹公称直径。 4） 分布在同一圆周上的螺栓数目，应取成 4, 6, 8等偶数，以便在圆周上钻孔时的分度和画 线。同一螺栓 组中螺栓的材料，直径和长度均应相同。 5） 避免螺栓承受附加的弯曲载荷。除了要在结构上设法保证载荷不偏心外，还应在工艺上保 证被联接件，螺 母和螺栓头部的支承面平整，并与螺栓轴线相垂直。对于在铸，锻件等的粗 糙表面上应安装螺栓时，应制成凸台或沉头座（下图 1）。当支承面为倾斜表面时，应采用 斜面垫圈（下图2）等。 1 ? 6*-4 4* 10 10* 1? 14-20 3W

力学计算公式

力学计算公式 Company number：【WTUT-WT88Y-W8BBGB-BWYTT-19998】

常用力学计算公式统计 一、材料力学： 1.轴力（轴向拉压杆的强度条件） σmax=N max/A≤[σ] 其中，N为轴力，A为截面面积 2.胡克定律（应力与应变的关系） σ=Eε或△L=NL/EA 其中σ为应力，E为材料的弹性模量，ε为轴向应变，EA 为杆件的刚度（表示杆件抵抗拉、压弹性变形的能力） 3.剪应力（假定剪应力沿剪切面是均匀分布的） τ=Q/A Q 其中，Q为剪力，A Q为剪切面面积 4.静矩（是对一定的轴而言，同一图形对不同的坐标 轴的静矩不同,如果参考轴通过图形的形心，则 x c=0，y c=0，此时静矩等于零） 对Z轴的静矩S z=∫A ydA=y c A 其中：S为静矩，A为图形面积，y c为形心到坐标轴的 距离，单位为m3。 5.惯性矩 对y轴的惯性矩I y=∫A z2dA 其中：A为图形面积，z为形心到y轴的距离，单位为 m4

常用简单图形的惯性矩 矩形：I x=bh3/12，I y=hb3/12 圆形：I z=πd4/64 空心圆截面：I z=πD4（1-a4）/64，a=d/D （一）、求通过矩形形心的惯性矩 求矩形通过形心，的惯性矩I x=∫Ay2dA dA=b·dy，则I x=∫h/2-h/2y2（bdy）=[by3/3]h/2-h/2=bh3/12 （二）、求过三角形一条边的惯性矩 I x=∫Ay2dA，dA=b x·dy，b x=b·（h-y）/h 则I x=∫h0（y2b（h-y）/h）dy=∫h0（y2b –y3b/h）dy =[by3/3]h0-[by4/4h]h0=bh3/12 6.梁正应力强度条件（梁的强度通常由横截面上的正 应力控制） σmax=M max/W z≤[σ] 其中：M为弯矩，W为抗弯截面系数。 7.超静定问题及其解法 对一般超静定问题的解决办法是：（1）、根据静力学平衡条件列出应有的平衡方程；（2）、根据变形协调条件列出变形几何方程；（3）、根据力学与变形间的物理关系将变形几何方程改写成所需的补充方程。8.抗弯截面模量 W x=I x/y c

螺纹连接习题解答(讲解)全解

螺纹连接习题解答 11—1 一牵曳钩用2个M10的普通螺钉固定于机体上， 如图所示。已知接合面间的摩擦系数 f=0.15，螺栓材料为Q235、强度级别为4.6 级，装配时控制预紧力，试求螺栓组连接 允许的最大牵引力。 解题分析：本题是螺栓组受横向载荷作用的典型 例子．它是靠普通螺栓拧紧后在接合面间产生的摩擦力来传递横向外载荷F R。解题时，要先求出螺栓组所受的预紧力，然后，以连接的接合面不滑移作为计算准则，根据接合面的静力平衡条件反推出外载荷F R。 解题要点： （1）求预紧力F′： 由螺栓强度级别4.6级知σS =240MPa，查教材表11—5（a），取S=1.35，则许用拉应力： [σ]= σS/S =240/1.35 MPa=178 MPa ，查（GB196—86）M10螺纹小径d1=8.376mm 由教材式（11—13）： 1.3F′/（πd21/4）≤[σ] MPa 得： /（4×1.3）=178 ×π×8.3762/5.2 N F′=[σ]πd2 1 =7535 N （2）求牵引力F R： =7535×0.15×2×由式（11—25）得F R=F′fzm/K f

1/1.2N=1883.8 N （取K =1.2） f 11—2 一刚性凸缘联轴器用6个M10的铰制孔用螺栓（螺栓 GB27—88）连接，结构尺寸如图所示。两半联轴器材料为HT200，螺栓材料为Q235、性能等级5.6级。试求：（1）该螺栓组连接允许传递的最大转矩T max。（2）若传递的最大转矩T max不变，改用普通螺栓连接，试计算螺栓直径，并确定其公称长度，写出螺栓标记。（设两半联轴器间的摩擦系数f=0.16，可靠性系数K f=1.2）。 解题要点： （1）计算螺栓组连接允许传递的最大 转矩T max： 该铰制孔用精制螺栓连接所能传递 转矩大小受螺栓剪切强度和配合面 挤压强度的制约。因此，可先按螺栓剪 切强度来计算T max，然后较核配合面挤 压强度。也可按螺栓剪切强度和配合面挤压强度分别求出T max，取其值小者。本解按第一种方法计算 1）确定铰制孔用螺栓许用应力 由螺栓材料Q235、性能等级 5.6级知： σs300MPa 被连接件材料HT200 = σb500MPa、= = σb200MPa 。 （a）确定许用剪应力

第6章螺纹联接讨论重点内容受力分析、强度计算。难点受翻转力矩

第6章 螺纹联接 讨论 重点内容：受力分析、强度计算 。 难点：受翻转力矩的螺栓组联接。 附加内容：螺纹的分类和参数 1．螺纹的分类 2. 螺纹参数 （1） 螺纹大径d （2）螺纹小径d 1 （3）螺纹中径d 2 （4）螺距p （5）线数n （6）导程S （7）螺纹升角ψ （8）牙型角α 6.1 螺纹联接的主要类型、材料和精度 6.1.1螺纹联接的主要类型 松联接 根据装配时是否拧紧分 图6.1 紧联接 螺栓联接 螺钉联接 按紧固件不同分 双头螺柱联接 紧定螺钉联接 受拉螺栓联接 按螺栓受力状况分 受剪螺栓联接 6.1.2螺纹紧固件的性能等级和材料 性能等级：十个等级 B σ=点前数字 ×100 ； S σ=10×点前数字×点后数字。 材料：按性能等级来选。 例如：螺栓的精度等级6.8级 6.2 螺纹联接的拧紧与防松 ???外螺纹内螺纹? ??左旋螺纹 右旋螺纹 ?? ?多线螺纹单线螺纹?? ? ??锯齿形螺纹梯形螺纹三角螺纹?? ?传动螺纹 联接螺纹?? ?圆锥螺纹圆柱螺纹

6.2.1螺纹联接的拧紧 拧紧的目的: 拧紧力矩: 21T T T += 431T T T += T 1螺纹力矩: ()V t d F d F T ρψ+?=? =tan 2 22'21 T 2螺母支承面摩擦力矩：r F T ?=' 2μ 2 213 3 131d D d D r --?= 将6410~M M 的相关参数（2d ，ψ ，1D ，0d ） 代入且取 15.0arctan =V ρ得：d F d F k T T T t ' '212.0≈=+= 标准扳手的长度 L=15d d F Fd FL T '2.015===∴ （图 6.2……） F F 75' = 要求拧紧的螺栓联接应严格控制其拧紧力矩，且不宜用小于1612~M M 的螺栓。 测力矩扳手或定力矩扳手 控制拧紧力矩的方法： 用液压拉力或加热使螺栓伸长到所需的变形量 6.2.2 螺纹联接的防松 为何要防松？ 自锁条件：ψ

过盈配合压入力计算

轴与轴套过盈配合压入力计算公式： P=2i p lf r 2π 应为“—” 2 2 112122221 22 2223122 23 2 )()(1 2E E r r E r r r r E r r r p i μμδ - +-++-+= δ=0.075mm, r1=70mm, r2=100mm, r3=135mm, E1=E2=2.1?510Mpa, u1=u2=0.3, l=150mm , f=0.15 带入公式得： Pi= 12.3954Mpa P=1.75245 10?N =17874.48kgf (17.524t) δ=0.075mm, r1=70mm, r2=100mm, r3=135mm, E1=E2=2.1?510Mpa, u1=u2=0.3, l=190mm , f=0.15 带入公式得： Pi= 12.3954Mpa P= 2.21965 10?N =22639.92kgf (22.196t) B87C 机头衬套压入力： δ=0.078，r1=14.415,r2=25.38,r3=44.5,L=115,f=0.15 代入公式得：22.6T/26.7T ——大值是按u1起作用算得 FT160A 架体横臂压入力： δ=0.05，r1=0,r2=17,r3=25,L=37,f=0.15 代入公式得：4.9T/5.8T ——大值是按u1起作用算得

过盈联接 1．确定压力p； 1）传递轴向力F 2）传递转矩T 3）承受轴向力F和转矩T的联合作用 2．确定最小有效过盈量，选定配合种类； 3．计算过盈联接的强度； 4．计算所需压入力；（采用压入法装配时） 5．计算包容件加热及被包容件冷却温度；（采用胀缩法装配时） 6．包容见外径胀大量及被包容件内径缩小量。 1. 配合面间所需的径向压力p 过盈联接的配合面间应具有的径向压力是随着所传递的载荷不同而异的。 1）传递轴向力F当联接传递轴向力F时（图7-20），应保证联接在此载荷作用下，不产生轴向滑动。亦即当径向压力为P时，在外载荷F的作用下，配合面上所能产生的轴向摩擦阻力F，应大于或等于外载荷F。

螺栓组受力分析与计算..

螺栓组受力分析与计算 螺栓组受力分析与计算 一.螺栓组联接的设计 设计步骤： 1.螺栓组结构设计 2.螺栓受力分析 3.确定螺栓直径 4.校核螺栓组联接接合面的工作能力 5.校核螺栓所需的预紧力是否合适 确定螺栓的公称直径后，螺栓的类型，长度，精度以及相应的螺母，垫圈等结构尺寸，可根据底板的厚度，螺栓在立柱上的固定方法及防松装置等全面考虑后定出。 H1.螺栓组联接的结构设计 螺栓组联接结构设计的主要目的，在于合理地确定联接接合面的几何形状和螺栓的布置形式，力求各螺栓和联接接合面间受力均匀，便于加工和装配。为此，设计时应综合考虑以下几方面的问题： 1）联接接合面的几何形状通常都设计成轴对称的简单几何形状，如圆形，环形，矩形，框形, 三角形等。这样不但便于加工制造，而且便于对称布置螺栓，使螺栓组的对称中心和联接接合面的形心重合，从而保证接合面受力比较均匀。 2）螺栓的布置应使各螺栓的受力合理。对于铰制孔用螺栓联接，不要在平行于工作载荷的方

向上成排地布置八个以上的螺栓，以免载荷分布过于不均。当螺栓联接承受弯矩或转矩时，应使螺栓的位置适当靠近联接接合面的边缘，以减小螺栓的受力（下图）。如果同时承受轴向载荷和较大的横向载荷时，应采用销，套筒，键等抗剪零件来承受横向载荷，以减小螺栓的预紧力及其结构尺寸。 | 塾〉不令 接合面受弯矩或转矩时螺栓的布置

3）螺栓排列应有合理的间距，边距。布置螺栓时，各螺栓轴线间以及螺栓轴线和机体壁间的最小距离，应根据扳手所需活动空间的大小来决定。扳手空间的尺寸（下图）可查阅有关标准。对于压力容器等紧密性要求较高的重要联接，螺栓的间距to不得大于下表所推 荐的数值。 扳手空间尺寸 螺栓间距t o 注：表中d为螺纹公称直径。 4）分布在同一圆周上的螺栓数目，应取成4, 6, 8等偶数，以便在圆周上钻孔时的分度和画线。同一螺栓组中螺栓的材料，直径和长度均应相同。 5）避免螺栓承受附加的弯曲载荷。除了要在结构上设法保证载荷不偏心外，还应在工艺上保证被联接件，螺母和螺栓头部的支承面平整，并与螺栓轴线相垂直。对于在铸，锻件等的粗糙表面上应安装螺栓时，应制成凸台或沉头座（下图1）。当支承面为倾斜表面时，应采用斜面垫圈（下图2）等。

过盈量与装配力计算公式

过盈量与装配力计算公式 过盈联接 1．确定压力p； 1）传递轴向力F 2）传递转矩T 3）承受轴向力F和转矩T的联合作用 2．确定最小有效过盈量，选定配合种类； 3．计算过盈联接的强度； 4．计算所需压入力；（采用压入法装配时） 5．计算包容件加热及被包容件冷却温度；（采用胀缩法装配时）6．包容见外径胀大量及被包容件内径缩小量。

1. 配合面间所需的径向压力p 过盈联接的配合面间应具有的径向压力是随着所传递的载荷不同而异的。1）传递轴向力F 当联接传递轴向力F时（图7-20），应保证联接在此载荷作用下，不产生轴向滑动。亦即当径向压力为P时，在外载荷F的作用下，配合面上所能产生的轴向摩擦阻力Ff，应大于或等于外载荷F。 图: 变轴向力的过盈联接图: 受转矩的过盈联接． 设配合的公称直径为人配合面间的摩擦系数为人配合长度为l，则 F =πdlpf f因需保证F≥F，故f [7-8] 2）传递转矩T 当联接传递转矩T时，则应保证在此转矩作用下不产生周向滑移。亦即当径向压力为P时，在转矩T的作用下，配合面间所能产生的摩擦阻力矩M应大于或等于转矩T。f①，配合尺寸同前，则设配合面上的摩擦系 数为f M =πdlpf·d/2f因需保证M ≥T．故得f [7-9] ①实际上，周向摩擦系数系与轴向摩擦系数有差异，现为简化．取两者近似相等．均以f表示。 配合面间摩擦系数的大小与配合面的状态、材料及润滑情况等因素有关，应由实验测定。表7－5给出了几种情况下摩擦系数值，以供计算时参考。 表: 摩擦系数f值 压入法胀缩法 联接零件材有润滑时联接零件材无润滑时f 结合方式，润滑 f 料 f 料 油压扩孔，压力油钢—铸钢 0.11 0.08 0.125 为矿物油 油压扩孔，压力油钢—结构钢 0.10 0.07 为甘油，结合面排0.18 油干净钢—钢钢—优质结在电炉中加热包0.11 0.08 0.14 构钢 容件至300℃ 在电炉中加热包钢—青铜 0.15?0.20 0.03?0.06 容件至300℃以0.2 后，结合面脱脂 油压扩孔，压力油钢—铸铁 0.12?0.15 0.05?0.10 钢—铸铁 0.1 为矿物油 钢—铝镁合铸铁—铸钢 0.15?0..25 0.15?0.10 无润滑 0.10?0.15 金 3）承受轴向力F和转矩T的联合作用 此时所需的径向压力为

螺栓组受力分析与计算

螺栓组受力分析与计算 一．螺栓组联接得设计 设计步骤： 1．螺栓组结构设计 2．螺栓受力分析 3．确定螺栓直径 4．校核螺栓组联接接合面得工作能力 5．校核螺栓所需得预紧力就是否合适 确定螺栓得公称直径后，螺栓得类型，长度，精度以及相应得螺母，垫圈等结构尺寸，可根据底板得厚度，螺栓在立柱上得固定方法及防松装置等全面考虑后定出。 1、螺栓组联接得结构设计 螺栓组联接结构设计得主要目得，在于合理地确定联接接合面得几何形状与螺栓得布置形式，力求各螺栓与联接接合面间受力均匀，便于加工与装配。为此，设计时应综合考虑以下几方面得问题： 1）联接接合面得几何形状通常都设计成轴对称得简单几何形状，如圆形，环形，矩形，框形，三角形等。这样不但便于加工制造，而且便于对称布置螺栓，使螺栓组得对称中心与联接接合面得形心重合，从而保证接合面受力比较均匀。 2）螺栓得布置应使各螺栓得受力合理。对于铰制孔用螺栓联接，不要在平行于工作载荷得方向上成排地布置八个以上得螺栓，以免载荷分布过于不均。当螺栓联接承受弯矩或转矩时，应使螺栓得位置适当靠近联接接合面得边缘，以减小螺栓得受力（下图）。如果同时承受轴向载荷与较大得横向载荷时，应采用销，套筒，键等抗剪零件来承受横向载荷，以减小螺栓得预紧力及其结构尺寸。 接合面受弯矩或转矩时螺栓得布置

3）螺栓排列应有合理得间距，边距。布置螺栓时，各螺栓轴线间以及螺栓轴线与机体壁间得最小距离，应根据扳手所需活动空间得大小来决定。扳手空间得尺寸（下图）可查阅有关标准。对于压力容器等紧密性要求较高得重要联接，螺栓得间距t0不得大于下表所推荐得数值。 扳手空间尺寸 螺栓间距t0 注：表中d为螺纹公称直径。 4）分布在同一圆周上得螺栓数目，应取成4，6，8等偶数，以便在圆周上钻孔时得分度与画线。同一螺栓组中螺栓得材料，直径与长度均应相同。 5）避免螺栓承受附加得弯曲载荷。除了要在结构上设法保证载荷不偏心外，还应在工艺上保证被联接件，螺母与螺栓头部得支承面平整，并与螺栓轴线相垂直。对于在铸，锻件等得粗糙表面上应安装螺栓时，应制成凸台或沉头座（下图1）。当支承面为倾斜表面时，应采用斜面垫圈（下图2）等。

螺栓组联接中螺栓的受力和相对刚性系数

螺栓组联接中螺栓的受力和相对刚性系数 一、实验目的 1.了解在受倾覆力矩时螺栓组联接中各螺栓的受力情况； 2.了解螺栓相对刚度系数即被联接件间垫片材料对螺栓受力的影响； 3.了解单个螺栓预紧力的大小对螺栓组中其它各螺栓受力的影响; 3.根据实验结果计算出螺栓相对刚性系数，填入实验报告。 4.了解和部分掌握电阻应变片技术、计算机技术在力测量中的应用。从而验证螺栓组联接受力分析理论和现代测量技术在机械设计中的应用。 二.实验要求： 1.实验前预习实验指导书和教科书中有关本实验的相关内容； 2.实验中按指导教师要求和实验指导书中实验步骤进行实验，注意观察实验中各螺栓载荷变化情况，并能用螺栓组联接受力分析理论解释其现象； 3.根据实验结果计算出螺栓相对刚性系数，填入实验报告。 4.按指导教师要求完成指定思考题。 三、实验设备： 1. 螺栓组实验台一台 2. 计算机一台 3. 10通道A/D转换板（包括放大器）一块 4. 调零接线盒一个 5. 25线联接电缆一条 四、实验原理 1. 机械部分： 当将砝码加上后通过杠杆增力系统可作用在被联接件上一个力P，该力对被联接件上的作用效果可产生一个力矩，为平衡该力矩，已加上预紧力的螺栓组中各螺栓受力状况会发生变化，且受力情况会因垫片材料不同而不同；螺栓所处位置不同而不同。测出各螺栓受力变化(如图11-2)，即可检验螺栓组受力理论。 螺栓实验台(如图一)本体由①机座、②螺栓（10个）、③被联接件、④1 75的杠杆增力系统、⑤砝码（2—2kg，1—1kg）、⑥垫片六部分组成。 各螺栓的工作拉力F i可根据支架静力平衡条件和变形协调条件求出。设在M（PL）作用下接触面仍保持为平面，且被联接件④在M作用下有绕O－O线翻转的趋势(如图11-3)。为平衡该翻转力矩M，各螺栓将承受工作拉力F i；此时，O－O 线上侧的螺栓进一步受拉，螺栓拉力加大；O－O 线下侧的螺栓则被放松，螺栓拉力减小。

螺纹连接受力分析

螺纹连接受力分析 一、 螺纹强度校核 把螺母的一圈螺纹沿大径展开，螺杆的一圈螺纹沿小径展开，视为悬臂梁，如图。 相关参数： 轴向力F ，旋合螺纹圈数z （因为旋合的各圈螺纹牙受力不均，因而z 不宜大于10）； 螺纹牙底宽度b ，螺纹工作高度h ，每圈螺纹牙的平均受力为F z ，作用在中径上。 螺母——内螺纹，大径、中径、小径分别为D 、2D 、1D 。 螺杆——外螺纹，大径、中径、小径分别为d 、2d 、1d 。 1. 挤压强度 螺母一圈挤压面面积为2D h π，螺杆一圈挤压面积为2d h π。 螺母挤压强度2[]p p F F z A D h πσ= =≤σ 螺杆挤压强度2[]p p F F z A d h σσπ= =≤ p σ为挤压应力， []p σ 为许用挤压应力。 2. 剪切强度 螺母剪切面面积为Db π，螺杆剪切面面积1d b π。 螺母，剪切强度[]F F z A Db ττπ= =≤ 螺母的一圈沿大径展开 螺杆的一圈沿小径展开

螺杆，剪切强度1[]F F z A d b ττπ= =≤ []0.6[]τσ=，[]s n σσ= 为材料许用拉应力，s σ为材料屈服应力。 安全系数，一般取3～5。 3. 弯曲强度 危险截面螺纹牙根部，A -A 。 螺母，弯曲强度23[]b b M Fh W Db z σσπ= =≤ 螺杆，弯曲强度213[]b b M Fh W d b z σσπ= =≤ 其中，L ：弯曲力臂，螺母22D D L -= ，螺杆2 2 d d L -= M ：弯矩，螺母22D D F M F L z -=?= ?，螺杆2 2 d d F M F L z -=?=? W ：抗弯模量，螺母2 6 Db W π= ，螺杆2 16 d b W π= []b σ：螺纹牙的许用弯曲应力，对钢材，[]1~1.2[]b σσ= 4. 自锁性能 自锁条件v ψψ≤， 其中，螺旋升角22 arctan arctan S np d d ψππ==，螺距、导程、线数之间关系：S =np ； 当量摩擦角arctan arctan cos v v f f ψβ ==， 当量摩擦系数cos v f f β= f 为螺旋副的滑动摩擦系数，无量纲，定期润滑条件下，可取0.13～0.17； β为牙侧角，为牙型角α的一半，2βα= 5. 螺杆强度 1、 实心

螺栓组受力分析与计算..

螺栓组受力分析与计算 1．螺栓组联接的设计 设计步骤： 1．螺栓组结构设计 2．螺栓受力分析 3．确定螺栓直径 4．校核螺栓组联接接合面的工作能力 5．校核螺栓所需的预紧力是否合适 确定螺栓的公称直径后，螺栓的类型，长度，精度以及相应的螺母，垫圈等结构尺寸，可根据底板的厚度，螺栓在立柱上的固定方法及防松装置等全面考虑后定出。 1. 螺栓组联接的结构设计 螺栓组联接结构设计的主要目的，在于合理地确定联接接合面的几何形状和螺栓的布置形式，力求各螺栓和联接接合面间受力均匀，便于加工和装配。为此，设计时应综合考虑以下几方面的问题： 1）联接接合面的几何形状通常都设计成轴对称的简单几何形状，如圆形，环形，矩形，框形，三角形等。这样不但便于加工制造，而且便于对称布置螺栓，使螺栓组的对称中心和联接接合面的形心重合，从而保证接合面受力比较均匀。 2）螺栓的布置应使各螺栓的受力合理。对于铰制孔用螺栓联接，不要在平行于工作载荷的方向上成排地布置八个以上的螺栓，以免载荷分布过于不均。当螺栓联接承受弯矩或转矩时，应使螺栓的位置适当靠近联接接合面的边缘，以减小螺栓的受力（下图）。如果同时承受轴向载荷和较大的横向载荷时，应采用销，套筒，键等抗剪零件来承受横向载荷，以减小螺栓的预紧力及其结构尺寸。 接合面受弯矩或转矩时螺栓的布置 3）螺栓排列应有合理的间距，边距。布置螺栓时，各螺栓轴线间以及螺栓轴线和机体壁间的最小距离，应根据扳手所需活动空间的大小来决定。扳手空间的尺寸（下图）可查阅有关标准。对于压力容器等紧密性

要求较高的重要联接，螺栓的间距t0不得大于下表所推荐的数值。 扳手空间尺寸 螺栓间距t0 注：表中d为螺纹公称直径。 4）分布在同一圆周上的螺栓数目，应取成4，6，8等偶数，以便在圆周上钻孔时的分度和画线。同一螺栓组中螺栓的材料，直径和长度均应相同。 5）避免螺栓承受附加的弯曲载荷。除了要在结构上设法保证载荷不偏心外，还应在工艺上保证被联接件，螺母和螺栓头部的支承面平整，并与螺栓轴线相垂直。对于在铸，锻件等的粗糙表面上应安装螺栓时，应制成凸台或沉头座（下图1）。当支承面为倾斜表面时，应采用斜面垫圈（下图2）等。 图1 凸台与沉头座的应用 图2 斜面垫圈的应 用

压装力的计算

摘要介绍了与传统设计不同的轮轴冷压装计算方法，设计员可节省查阅资料时间，应用新型的计算公式，能快速获得准确工艺参数，并量化轮轴设计尺寸。本文的车辆轮轴注油冷压装工艺属国内首例。此方法对机械制造工业价值巨大。 关键词轮轴冷压装轮轴注油冷压装计算公式工艺工装修复技术 一、前言 本文论述的内容，适用于铁路机车车辆、工程机械和机床制造。该技术的特点是：在轮轴冷压装设计中，既节省了查阅设计手册和行业标准所用的大量时间，又能快速获得准确工艺参数和设计量化值。工艺简单、加工方便、能有效避免轮轴配合面被擦伤，与传统的轮轴冷压装工艺设计相比，这是专业技术领域中的新思路。 二、工艺参数计算 在设计轮轴冷压装产品时，如何根据配合直径来求得合理的过盈量及冷压装吨位，这是专业工艺人员极为关注的技术难题。作者通过长期试验论证，运用数学原理推导出了下列理论计算公式，技术难题迎刃而解，现简介如下。 δ1=7×10-4D+0.06 （1）δ2=7.6×10-4D+0.09 （2） δ3=0.5（δ1+δ2）（3）δ4=δ3-0.02 （4） δ5=δ3+0.01 （5）δ=δ4～δ5（6） P1=(3.11D+66)+6 （7） P2=4.88D+101 （8） P=P1～P2（9） δ1—粗算轮轴配合过盈量下限值mm；δ2—粗算轮轴配合过盈量上限值mm；δ3—粗算轮轴配合过盈量平均值mm；δ4—精算轮轴配合过盈量下限值mm；δ5—精算轮轴配合过盈量上限值mm；δ—轮轴配合过盈量精确值mm；D—轮轴配合直径mm；P1—轮轴冷压装吨位下限值kN；P2—轮轴冷压装吨位上限值kN；P—轮轴冷压装吨位精确值kN。 三、计算应用实例 计算图1所示的车辆轮轴采用冷压装工艺时，所需配合过盈量及压装吨位。 解：（1）计算过盈量 δ1=7×10-4D+0.06=7×10-4×182+0.06=0.19(mm) δ2=7.6×10-4D+0.09 =7.6×10-4×182+0.09=0.23(mm) δ3=0.5（δ1+δ2）=0.5(0.19+0.23)=0.21(mm) δ4=δ3-0.02=0.21-0.02=0.19(mm)

过盈配合件的装配方法

过盈配合件的装配方法 Pleasure Group Office【T985AB-B866SYT-B182C-BS682T-STT18】

过盈配合件的装配方法有： 过盈配合件是依靠相配件装配以后的过盈量达到紧固联接。装配后．由于材料的弹性变形，使配合面之间产生压力，因此在工作时配合面间具有相当的联擦力来传递扭短或轴向力。过盈配合装配一般属于不可拆卸的固定连接。过盈配合件的装配方法有：(1)人工锤击法，(2)；(3)，(4)。 轴承加热器热装法: 适用过盈量较大轴承、齿轮、齿圈、电机外壳的加热器装配 1．做好热装前的准备工作．以保证热装工序的顺利完成 1）加热温度T计算公式T＝(σ＋δ)/ad＋T (℃)式中d－配合公称直径(mm) a－加热零件材料线膨胀系数(1/℃)常用材料线膨胀系数见有关手册σ－配合尺寸的最大过盈量mmδ－所需热装间隙(mm)当d<200mm时， δ取(1"2)σ当d≥200mm时，δ取"d2 2）加热时间按零件厚10mm需加热10min估算。厚度值按零件轴向和径向尺寸小者计算 3）保温时间按加热时间的1/4估算 2．包容件加热．胀量达到要求后，要迅速清理包容件和包件的配合表面，然后立即进行热装。要求操作动作迅速准确，一次热装到位，中涂不许停顿。若发生异常，不允许强迫装入，必须排除故障，重新加热再进行热装 3.零件热装后，采用拉、压、顶等可靠措施使热装件靠近被包容件轴向定位面。零件冷却后，其间隙不得大于配合长度的1000 4.钢件中装铜套时，包容件只能作一次热装，装后不允许作为二次热装的包容件再行加热

5.凡镶圈结构的齿轮与的热装时．在装齿圈时已加热过一次，当与轴热装时，又需二次加热，一般应采用油浴加热。若条件有限，也可采用电炉加热，但必须严格控制温升速度，使之温度均匀．且工作外表面离炉丝距离大于300mm，否则不准采用 6.采用电感式加热器加热，必须适当选择设备规格，并严格遵守设备操作规程 ：适用于包容件无法加热或加热会导致零件精度、材料组织变化、影响其力学件的装配1．冷装时 l冷冻温度TI计算公式 T1=2σ/a1d (℃) 式中 σ—最大过盈量(mm) d—被包容件的外径(mm) a1—被包容件冷却时 线膨胀系数常用材料冷却时线膨胀系数见有关手册 冷冻时间t计算公式 t= a'δ' (6～8)(mm) 式中与材料有关的系数见有关手册被冷冻零件的特征尺寸。即零件的最大断面半径或壁厚尺寸(mm) 1)按公式计算冷冻温度T 2)选用冷冻剂，冷冻剂的温度必须低于被包容件所需冷冻温度T1，被包容件直径大于φ50mm时优先选用液态氧或液态氮冷冻 剂温度值见有关手册 3)计算冷冻时间 2.凡冷装采用液态氧做冷冻剂时．严禁周围有易燃物和火种

压入力计算

8 计算与校核 [21] 8.1过盈配合装配压入力的计算 在立式轴承压装机邀标文件的技术要求中明确指出锥轴承外圈与轴承孔配合为过渡配合，故采用过盈配合装配压入力的计算方法。方法如下： 过盈配合装配压入力的计算方法 μπf f f L d p P max = 其中：P —压入力，N max f p —结合表面承受的最大单位压力，2/mm N f d —结合直径，mm f L —结合长度，mm μ—摩擦系数 结合表面最大单位压力计算公式： ) (max max i i a a f f E C E C d p += δ 其中： max δ —最大过盈量，mm a C 、i C —系数； a E 、i E —包容件和被包容件的材料弹性模量，2/mm N 系数a C 、i C 计算方法如下： ν+-+= 2222f a f a a d d d d C ν--+= 2222i f i f i d d d d C a d 、i d 分别为包容件外径和被包容件内径(实心轴i d =0)，mm

ν—泊松系数 压装机所需的压力一般为压入力的3~3.5倍 表8.1常用材料的摩擦系数表 摩擦系数μ 材料 无润滑有润滑 钢-钢0.07~0.16 0.05~0.13 钢-铸钢0.11 0.07 钢-结构钢0.10 0.08 钢-优质结构钢0.11 0.07 钢-青铜0.15~0.20 0.03~0.06 钢-铸铁0.12~0.15 0.05~0.10 铸铁-铸铁0.15~0.25 0.05~0.10 表8.2常用材料弹性模量、泊松系数 材料弹性模量E 泊松系数ν碳钢196~216 0.24~0.28 低合金钢、合金结构钢186~206 0.25~0.30 灰铸铁78.5~157 0.23~0.27 铜及其合金72.6~128 0.31~0.42 铝合金70 0.33 轴承为标准件，采用轴承钢GCr15；压头的材料选用高级优质碳素工具钢T10A，其密度是7.85g/cm3，特点是容易锻造、加工性能良好、价格便宜，能够承受冲击、硬度高，应用于不受剧烈冲击的高硬度耐磨工具，如车刀、刨刀、冲头、丝锥、钻头、手锯条。 依据公式分别计算八、九档箱中壳的中间轴、二轴轴承外圈的压入力。

机械设计习题集答案第十五章螺纹连接(解答)

15—4 一牵曳钩用2个M10的普通螺钉固定于机体上，如图所示。已知接合面间的摩擦系数f=0.15，螺栓材料为Q235、强度级别为4.6级， 装配时控制预紧力，试求螺栓组连接允许的最大牵引力。 解题分析：本题是螺栓组受横向载荷作用的典型 例子．它是靠普通螺栓拧紧后在接合面间产生的摩擦 力来传递横向外载荷F R 。解题时，要先求出螺栓组所 受的预紧力，然后，以连接的接合面不滑移作为计算 准则，根据接合面的静力平衡条件反推出外载荷F R 。 题15—4图 解题要点： （1）求预紧力F ′： 由螺栓强度级别4.6级知σS =240MPa ，查教材表11—5（a ），取S=1.35，则许用拉应力： [σ]= σS /S =240/1.35 MPa=178 MPa ， 查（GB196—86）M10螺纹小径d 1=8.376mm 由教材式（11—13）： 1.3F ′/（πd 21/4）≤[σ] MPa 得： F ′=[σ]πd 21/（4×1.3）=178 ×π×8.3762 /5.2 N =7535 N （2） 求牵引力F R ： 由式（11—25）得F R =F ′fzm/K f =7535×0.15×2×1/1.2N=1883.8 N （取K f =1.2） 分析与思考： （1）常用螺纹按牙型分为哪几种？各有何特点？各适用于什么场合？连接螺纹用什么牙型？传动螺纹主要用哪些牙型？为什么？ 答：根据牙型，螺纹可以分为三角形、矩形、梯形、锯齿形等。选用时要根据螺纹连接的工作要求，主要从螺纹连接的效率和自锁条件两个方面考虑，结合各种螺纹的牙形特点。例如三角形螺纹，由于它的牙形角α较大，当量摩擦角υρ也较大（βρυυcos arctan arctan f f ==），分 析螺纹的效率() υρη+ψψ=tan tan 和自锁条件 Ψυρ≤，可知三角形螺纹效率较低，但自锁条件较好，因此用于连接。同理可知矩形、梯形和锯齿形螺纹等当量摩擦角υρ较小，效率较高，自锁条件较差，因此用于传动。 （2）从自锁和效率的角度比较不同线数螺纹的特点，为什么多线螺纹主要用于传动？螺纹线数一般控制在什么范围内？为什么？ 答：当螺纹副的当量摩擦系数一定时，螺纹线数越多，螺纹升角越大，效率越高，越不易自锁，