机械设计第三章螺栓
第九版机械设计濮良贵课后习习题答案
第九版机械设计濮良贵课后习习题答案欢迎阅读第三章机械零件的强度p45习题答案3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限MPa 1801=-σ，取循环基数60105?=N ，9=m ，试求循环次数 N 分别为7 000、25 000、620 000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。
[解] MPa 6.373107105180936910111===--N N σσN 3-2已知材料的⼒学性能为MPa 260=s σ，MPa 1701=-σ，2.0=σΦ，试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。
[解]得 3-4 ，[解] 3-5 C ，求出该截 [解] （（2）C σ=m⼯作应⼒点在疲劳强度区，根据变应⼒的平均应⼒不变公式，其计算安全系数第五章螺纹连接和螺旋传动p101习题答案解：[ （2）螺栓组受到剪⼒F 和⼒矩（FL T =），设剪⼒F 分在各个螺栓上的⼒为i F ，转矩T 分在各个螺栓上的分⼒为j F ，各螺栓轴线到螺栓组对称中⼼的距离为r ,即mm 27545cos 2150=?=r由图可知，螺栓最⼤受⼒故M 6×40的剪切强度不满⾜要求，不可靠。
5-6 已知⼀个托架的边板⽤6个螺栓与相邻的机架相连接。
托架受⼀与边板螺栓组的垂直对称轴线相平⾏、距离为250mm 、⼤⼩为60kN 的载荷作⽤。
现有如图5-50所⽰的两种螺栓布置形式，设采⽤铰制孔⽤螺栓连接，试问哪⼀种布置形式所⽤的螺栓直径最⼩？为什么？[解] 螺栓组受到剪⼒F 和转矩，设剪⼒F 分在各个螺栓上的⼒为i F ，转矩T 分在各个螺栓上的分⼒为j F（a ）中各螺栓轴线到螺栓组中⼼的距离为r ，即r =125mm由（a ）图可知，最左的螺栓受⼒最⼤kN 302010max =+=+=j i F F F（b ）⽅案中由（b ）图可知，螺栓受⼒最⼤为5-7 图5-52所⽰为⼀拉杆螺纹联接。
已知拉丁所受的载荷F=56KN,载荷稳定，拉丁材料为Q235钢，试设计此联接。
机械设计(3.3.1)--普通螺栓组传递轴向外力设计计算
0；
Q
Qp
当CF CL时，CLCLCF 1； Q Qp F
L L
F
L
变形
F
F
结论：为减小螺栓总载荷 Q ，被联接件刚度不宜太 小；
2-3 普通螺栓组传递轴向外力设计计算 四、预紧力 Qp 与工作载荷 F 作用的普通螺栓计算
3 、失效形式： a: 被联件结合面出缝 隙；
Q
螺栓拉力：QP ~ Q
强螺度栓条拉件力：幅：a 2F2dF2Q2CQCpLC
1
L
F
2F d12
[ a ]
[ a ] 螺栓材料许用应力幅（表2 8a）
L L
F
L
F
F
变形
2-3 普通螺栓组传递轴向外力设计计算 四、预紧力 Qp 与工作载荷 F 作用的普通螺栓计算
(2) 保证螺栓不拉断或塑变
I:F 为静载荷（考虑工作时需要补充拧紧，应计入螺纹力矩的
影响） ca
1.3Q d12
[ ]
力
4
I度I:工F）为作变载载荷荷：（0 ~按F应力幅校核螺杆疲劳强
QP Q’ P F
析预紧力：QP 摩擦力矩：T
T
QP
T
d12 4
d13 16
0.5
合成应力
ca
2
3
2 T
1.3
：
注：按拉应力加大 30% ，计入螺纹力矩引起剪应力的影响。
2 、失效形式：螺栓塑变或拉
3
断 、 设 计 准 则 ： ca
1.3Q p d12
2-3 普通螺栓组传递轴向外力设计计算 一、螺栓组设计计算内容
机械设计基础课后习题答案
第三章部分题解参考3-5 图3-37所示为一冲床传动机构的设计方案。
设计者的意图是通过齿轮1带动凸轮2旋转后，经过摆杆3带动导杆4来实现冲头上下冲压的动作。
试分析此方案有无结构组成原理上的错误。
若有，应如何修改？习题3-5图习题3-5解图(a) 习题3-5解图(b) 习题3-5解图(c) 解 画出该方案的机动示意图如习题3-5解图(a)，其自由度为：14233 2345=-⨯-⨯=--=P P n F 其中：滚子为局部自由度计算可知：自由度为零，故该方案无法实现所要求的运动，即结构组成原理上有错误。
解决方法：①增加一个构件和一个低副，如习题3-5解图(b)所示。
其自由度为：115243 2345=-⨯-⨯=--=P P n F ②将一个低副改为高副，如习题3-5解图(c)所示。
其自由度为：123233 2345=-⨯-⨯=--=P P n F 3-6 画出图3-38所示机构的运动简图（运动尺寸由图上量取），并计算其自由度。
习题3-6(a)图 习题3-6(d)图解(a) 习题3-6(a)图所示机构的运动简图可画成习题3-6(a)解图(a)或习题3-6(a)解图(b)的两种形式。
自由度计算：1042332345=-⨯-⨯=--=P P n F习题3-6(a)解图(a)习题3-6(a)解图(b)解(d) 习题3-6(d)图所示机构的运动简图可画成习题3-6(d)解图(a)或习题3-6(d)解图(b)的两种形式。
自由度计算：1042332345=-⨯-⨯=--=P P n F习题3-6(d)解图(a) 习题3-6(d)解图(b)3-7 计算图3-39所示机构的自由度，并说明各机构应有的原动件数目。
解(a) 10102732345=-⨯-⨯=--=P P n FA 、B 、C 、D 为复合铰链原动件数目应为1说明：该机构为精确直线机构。
当满足BE =BC =CD =DE ，AB =AD ，AF =CF 条件时，E 点轨迹是精确直线，其轨迹垂直于机架连心线AF解(b) 1072532345=-⨯-⨯=--=P P n FB 为复合铰链，移动副E 、F 中有一个是虚约束 原动件数目应为1说明：该机构为飞剪机构，即在物体的运动过程中将其剪切。
机械设计复习题答案
K (σ + σ )ca第三章机械零件的疲劳强度设计3－39 试推导出 σmin ＝常数或 σm ＝常数时安全系数的计算公式，并比较 r ＝常数和上述两种情况下安全系数计算公式的区别（可代入一些具体数字进行比较）3－65 一钢制零件，工作应力为：σmax =250MP a ，σmin =－50MP a 。
零件的疲劳强度综合 影 响 系 数 K σ=1.35 ， 材 料 的 力 学 性 能 为 σb =630MP a ， σs =455MP a ， σ-1=285MP a ， σ0=510MP a 。
若 许 用 安 全 系 数 对 变 应 力 取 [S σ]=1.3、对静应力取[S σ]＇=1.5，并按无限寿命 考虑，试分别用解析法和图解法校核该零件的安全系数。
（σa =150MP a ，σm =100MP a ，ψσ=0.1176） 第一种情况：r=CS =caσ-1K σ + ϕ σσ a σm= 1.33 >[S σ]安全第二种情况：σm =CS = σ -1 + ( K σ - ϕσ )σm = 1.21 <[S ]σ σam不安全第三种情况：σmin =CS = ca 2σ + ( K - ϕ )σ-1 σ σ min ( K + ϕ )(2σ + σ σ σ a min)= 1.39安全第四章摩擦、磨损及润滑概述二、分析与思考题1 按照摩擦机理分，磨损有哪几种基本类型？它们各有什么主要特点？2 机械零件的磨损过程分为哪三个阶段？在设计使用时，在设计或使用机器时如何要 求以延长零件的寿命？3 获得流体动力润滑的必要条件是什么？4 润滑剂的作用是什么？常用润滑剂有哪几种？l 2第五章 螺纹联接和螺旋传动三、计算题1、 如图示高压容器螺纹联接 的 a ）、b ）、c ）三种方案，问哪 种比较合理？并说明其它方案为什么不合理。
解答：图（b ）比较合理。
图(a)螺纹联接布置太少，两螺纹间矩太大，对于高压熔器很难保证密封性要求；图(c)螺纹联接太多，两螺纹间矩太小，不够扳手的活动空间，没法拧紧和放松。
机械设计课后答案
解：解：解：第三章3-1 螺纹按牙形不同分有哪几种？各有何特点？各适用于何种场合？答：主要类型有：普通螺纹、管螺纹、矩形螺纹、梯形螺纹和锯齿形螺纹五种。
特点及应用：普通螺纹是米制三角螺纹，牙型角 a=60，因牙型角较大，故当量摩擦系数也较大，自锁性能好，主要用于联接。
管螺纹是英制三角螺纹，牙型角 a=55度。
它有圆柱管螺纹和圆锥管螺纹之分，常用圆柱管螺纹。
这种螺纹联接常用于高温、高压及紧密性要求较高的管与管的联接中。
矩形螺纹牙型为正方形，牙型角 a=0度，因牙型角小，当量摩擦系数小，传动效率高，故常用于传动。
梯形螺纹牙型呈梯形，牙型角 a=30度。
因牙型角较小，所以传动效率较高，对中性较好，故为应用较多的传动螺纹。
锯齿形螺纹牙型呈锯齿形，工作面牙侧角。
传动效率高，牙根强度高。
因只有一个工作面，故多用于承受单方向轴向力的场合。
3-2 螺栓、双头螺柱和螺钉在应用上有何不同？答：螺栓有普通螺栓和铰制孔螺栓两种。
普通螺栓常用于被联接件比较薄，能够放置螺母及需要经常拆卸的场合。
铰制孔螺栓在承受横向载荷或（和）转矩以及需精确固定被联接件的相对位置时常采用铰制孔螺栓。
双头螺柱被联接件之一太厚不宜制成通孔，无法放置螺钉头，材料较软且需经常拆装时宜采用双头螺柱。
螺钉被联接件之一太厚，无法放置螺母，不需经常拆装的场合。
3-3 为何螺纹联接通常要采用防松措施？防松方法有哪些？答：螺纹联接在冲击、振动、变载荷或高温环境下，将使螺旋副的摩擦力减小或瞬间消失，经多次重复后，最终导致联接松脱。
因此，设计时应采取有效的防松措施。
防松方法有摩擦防松、机械防松、铆冲防松等。
3-4 为什么大多数螺纹连接都要拧紧？拧紧力矩要克服哪些力矩？答：为提高联接刚性、紧密性和防松能力以及提高螺栓在变载荷下的疲劳强度，因此大多数螺纹联接都要拧紧。
拧紧力矩要克服螺纹副力矩和螺母底面的摩擦阻力矩。
3-5 提高螺栓联接强度的措施有哪些？答：提高螺栓联接强度的措施有：1 ．降低影响螺栓疲劳强度的应力幅；2 ．改善螺纹牙上载荷分布不均匀的现象；3 ．减小应力集中的影响；4 ．避免附加弯曲应力；5 ．采用合理的制造工艺方法。
龙振宇机械设计 第三章 螺纹联接
螺纹联接讨论题3-1 解：由螺纹副受力分析可得其效率公式及自锁条件：由η=tanψ/tan(ψ+ρv)，ψ≤ρv可知当螺纹升角一定时，螺纹工作面的牙型斜角愈大，则f v（或ρv）愈大，效率愈低，但自锁性愈好。
在几种牙型的螺纹中，三角形螺纹牙型斜角最大（β=30°），故当量摩檫因素f v大，自锁性最好，但效率低。
故多用于紧固联接。
梯形、锯齿形、矩形螺纹则与之相反，自锁性差，但效率高，故主要用于传动。
当ρv一定时，升角ψ愈小，螺纹效率愈低，愈易自锁，故单线螺纹多用于联接，多线螺纹则常用于传动。
3-2 解：1）由式（3-21）可得：F″=F′-(1-K c)F，工作中被联接件接合面不出现缝隙，要求F″>0，而K c=c1/(c1+c2)=c1/(c1+3c1)=1/4，即须F′-(1-K c)F≥0得：F′≥(1-K c)F=(1-1/4)×10=7.5KN2）由式（3-21）得：F″=F′-(1-K c)F=10-(1-1/4)×10=2.5KN3）由式（3-23）得：F0=F′+K c F=10+1/4×10=12.5KN拉力变幅：(F0-F′)/2=∆F/2=1.25KN拉力平均值：(F0+F′)/2=(10+12.5)/2=11.25KN思考题及习题3-1 解：1）工作台稳定上升时的效率ψ=arctan(np/πd2)= arctan(4×10)/(π×65)=11.08°ρv= arctan f v= arctan0.10=5.71°η=tanψ/tan(ψ+ρv)=tan11.08°/tan(11.08°+5.71°)=64.9%2）此时加于螺杆的力矩T1=F tan(ψ+ρv)d2/2=100×103×65×10-3tan(11.08°+5.71°)/2=980N·m3）转速与功率导程：S=nP=4×10=40mm螺杆每分钟的转数：n杆=v/S=800/40=20r/min螺杆所需的功率：P=T12πn杆/60=980×2π×20/60=2.05kW也可用以下求法：P=Fv/η=100×103×800/(60×103)/0.649=2.05kW4）因ψ>ρv ，该升降机构不能自锁，欲使工作台在载荷F 作用下等速下降，需另设制动装置，其制动力矩为：T 制=Fd 2tan(ψ-ρv )/2=100×103×65×10-3tan(11.08°-5.71°)/2=305 N·m3-2 解：该螺栓连接为松螺栓连接：故 d 1≥][/4σπF （式3-18）式中：[σ]=σs /(1.2~1.7)（查表3-6）查表3-7，Q235钢的强度级别为4.6，故σs =240MPa ，得[σ]=240/(1.2~1.7)=200~141MPa取中值[σ]=170MPa则 d 1≥170/103154⨯⨯⨯π=10.6mm查螺纹标准（GB196-81）可选用M12的螺栓（d 1 =10.674mm ）。
机械设计基础分章节练习题
机械设计基础分章节练习题《机械设计基础》课程分章节练习题第⼀章机械设计基础概论第⼆章平⾯机构运动简图及⾃由度第三章平⾯连杆机构⼀、单项选择题1. 机器中各制造单元称为（）A．零件B．构件C．机件D．部件2. 机器中各运动单元称为（）A．零件B．构件C．部件D．机件3. 在平⾯机构中，每增加⼀个低副将引⼊（）A．0个约束B．1个约束C．2个约束D．3个约束4. 机构具有确定相对运动的条件是（）A．机构的⾃由度数⽬等于主动件数⽬ B. 机构的⾃由度数⽬⼤于主动件数⽬C．机构的⾃由度数⽬⼩于主动件数⽬ D. 机构的⾃由度数⽬⼤于等于主动件数⽬5. 平⾯运动副所提供的约束为（）A.1B.2C.1或2D.36. 由m个构件所组成的复合铰链所包含的转动副个数为( )A.1B.m-1C.mD.m+l7. 平⾯铰链四杆机构ABCD中，AD为机架，L AB=40mm，L BC=60mm，L CD=120mm，L AD=120mm，那么（）A．AB杆为曲柄，CD杆为摇杆 B. AB杆与CD杆均为曲柄C．AB杆与CD杆均为摇杆 D. AB杆为摇杆，CD杆为曲柄8. ⽆急回特性的平⾯四杆机构，其极位夹⾓为( )A.θB.θ=?0C.θ≥?0A.曲柄摇杆机构B.双曲柄机构C.双摇杆机构D.导杆机构10. 铰链四杆机构的死点位置发⽣在（）A．从动作与连杆共线位置B．从动件与机架共线位置C．主动件与连杆共线位置D．主动件与机架共线位置11. 铰链四杆机构ABCD中，AB为曲柄，CD为摇杆，BC为连杆。
若杆长l AB=30mm,l BC=70mm，l CD=80mm，则机架最⼤杆长为（）A.80mmB.100mmC.120mmD.150mm12. 曲柄摇杆机构处于死点位置时，⾓度等于零度的是（）A．压⼒⾓B．传动⾓C．极位夹⾓D．摆⾓13. 在铰链四杆机构中，若最短杆与最长杆长度之和⼩于其它两杆长度之和，则要获得双摇杆机构，机架应取（）A．最短杆B．最短杆的相邻杆C．最短杆的对⾯杆D．⽆论哪个杆14. 铰链四杆机构中，若最短杆与最长杆长度之和⼤于其余两杆长度之和，则机构为（）A．曲柄摇杆机构B．曲柄滑块机构C．双曲柄机构D．双摇杆机构15. 在铰链四杆机构中，传动⾓γ和压⼒⾓α的关系是（）A．γ=180°-αB．γ=90°+αC．γ=90°-αD．γ=α16. 在下列平⾯四杆机构中，⼀定⽆急回特性的机构是（）A.曲柄摇杆机构B.摆动导杆机构C.对⼼曲柄滑块机构D.偏置曲柄滑块机构17. 偏⼼轮机构是由铰链四杆机构（）演化⽽来的。
机械设计螺栓知识点
机械设计螺栓知识点螺栓是机械设计中常用的连接元件，广泛应用于各种机械设备和结构中。
了解螺栓的相关知识点对于机械设计工程师来说至关重要。
本文将介绍一些机械设计中常见的螺栓知识点，包括螺栓的基本构造、强度计算、螺纹设计等内容。
一、螺栓的基本构造螺栓由螺杆和螺母组成，螺杆一端有外螺纹，另一端则通常为内六角孔。
螺杆上螺纹的形式可以是普通螺纹、紧固螺纹或者锁紧螺纹。
螺母的形状和螺纹与螺杆相匹配。
螺栓通常还有一个垫圈，用于增加螺栓与连接件之间的接触面积，减小接触应力。
二、螺栓的材料选择螺栓的材料选择需要考虑多个因素，包括载荷、工作环境和成本等。
常见的螺栓材料有碳钢、合金钢、不锈钢等。
碳钢螺栓适用于一般的机械设备，合金钢螺栓则具有更高的强度和耐磨性，适用于承受较大载荷的设备。
而不锈钢螺栓则用于要求耐腐蚀性能的场合。
三、螺栓的强度计算在机械设计中，螺栓的强度计算是非常重要的一项任务。
螺栓的强度计算需要考虑拉伸强度和剪切强度两个方面。
1. 拉伸强度计算：拉伸强度是指螺栓受拉时能够承受的最大载荷。
拉伸强度计算涉及到螺栓的截面积和材料的屈服强度。
一般来说，螺栓的拉伸强度要大于承受的拉力，以确保连接的安全性。
2. 剪切强度计算：剪切强度是指螺栓受剪切力时能够承受的最大载荷。
剪切强度计算涉及到螺栓的横截面积和材料的剪切屈服强度。
在设计中，需要确保螺栓的剪切强度能够满足设计要求。
四、螺纹设计螺纹设计是螺栓设计中的重要环节。
常见的螺纹形式有普通螺纹和高强度螺纹。
螺纹的设计包括螺纹尺寸的选择、螺纹剖面的设计以及螺纹的搭配和配合等。
1. 螺纹尺寸的选择：根据连接要求和实际工作条件，选择适当的螺纹尺寸，包括螺纹直径、螺距和螺纹类型等。
2. 螺纹剖面的设计：螺纹的剖面形状对于螺栓的紧固性和连接强度有着重要影响。
常见的螺纹剖面包括三角形剖面、梯形剖面和圆弧剖面等。
3. 螺纹的搭配和配合：在设计中，需要考虑螺栓与连接件之间的搭配和配合关系，确保连接的稳固性和紧密度。
机械设计---螺栓计算题
1. 用于紧联接的一个M16普通螺栓，小径d 1=14.376mm, 预紧力F ˊ=20000N,轴向工作载荷F =10000N,螺栓刚度C b =1 ×106N/mm,被联接件刚度C m =4×106N/mm,螺栓材料的许用应力[σ]=150N/mm 2;（1）计算螺栓所受的总拉力F（2）校核螺栓工作时的强度。
1. 解 （1）2.010)41(10166=⨯+⨯=+m b b C C C F C C C F F F F mb b ++'=∆+'=0 =20000+0.2×10000=22000N………………（5分） (2) ()2210376.144220003.143.1⨯⨯==ππσd F ca =176.2N/mm 2>[]σ ………………（5分）2.图c 所示为一托架，20kN 的载荷作用在托架宽度方向的对称线上，用四个螺栓将托架连接在一钢制横梁上，螺栓的相对刚度为0.3，螺栓组连接采用普通螺栓连接形式，假设被连接件都不会被压溃，试计算:1) 该螺栓组连接的接合面不出现间隙所需的螺栓预紧力F´ 至少应大于多少？（接合面的抗弯剖面模量W=12.71×106mm 3）（7分）2）若受力最大螺栓处接合面间的残余预紧力F ´´ 要保证6956N ， 计算该螺栓所需预紧力F ´ 、所受的总拉力F 0。
（3分）（1）、螺栓组联接受力分析：将托架受力 情况分解成下图所示的受轴向载荷Q 和受倾覆力矩M 的两种基本螺栓组连接情况分别考虑。
（2）计算受力最大螺栓的工作载荷F ：（1分）Q 使每个螺栓所受的轴向载荷均等，为:)(50004200001N Z Q F === 倾覆力矩M 使左侧两个螺栓工作拉力减小；使右侧两个螺栓工作拉力增加，值为：)(41.65935.22745.22710626412max2N l Ml F i i =⨯⨯⨯==∑=显然，轴线右侧两个螺栓所受轴向工作载荷最大，均为：)(41.1159321N F F F =+=(3)根据接合面间不出现间隙条件确定螺栓所需的预紧力F ’：预紧力F ’的大小应保证接合面在轴线右侧不能出现间隙，即2）若F ’’ =6956N ，则：（3分）3.一压力容器盖螺栓组连接如图所示，已知容器内径D=250mm ，内装具有一定压强的液体，沿凸缘圆周均匀分布12个M16（1d ＝13.835mm ）的普通螺栓，螺栓材料的许用拉应力[]180MPa σ=，螺栓的相对刚度/()0.5b b m c c c +=，按紧密性要求，剩余预紧力1F =1.83F ，F 为螺栓的轴向工作载荷。
机械设计基础螺栓连接性能测试实验指导书
机械设计基础螺栓连接性能测试实验指导书螺栓连接性能测试实验指导书——(2)螺栓组连接受力与相对刚度实验一、实验目的1、验证螺栓组连接受力分析理论；2、了解用电阻应变仪测定机器机构中应力的一般方法。
二、实验设备和工作原理螺栓组连接实验台由螺栓连接、加载装置及测试仪器三部分组成。
如图1所示螺栓组连接是由十个均布排列为二行的螺栓将支架11和机座12连接起来而构成。
加载装置是由具有1：100放大比的两极杠杆13和14组成，砝码力G经过杠杆放大而作用在支架上的载荷为P，因此，连接接触面将受有横向载荷P和翻转力矩M。
(N·㎜)(N)式中l—力臂（㎜）由于P和M的作用，在螺栓中引起的受力是通过贴在每个螺栓上的电阻应变片15的变形并借助电阻应变仪而测得。
电阻应变仪是通过载波电桥将机械量转换成电量实现测量的。
如图2所示，将贴在螺栓上的电阻应变片1作为电桥一个桥臂，温度补偿应变片2为另一个桥臂。
螺栓不受力时，使电桥呈现平衡状态。
当螺栓受力发生变形后，应变片电阻值发生变化，电桥失去平衡，输出一个电压讯号，经放大、检波等环节，便可在应变仪上直接读出应变值来。
经过适当的计算就可以得到各螺栓的受力大小。
图1螺栓连接实验台结构简图1，2，……10—实验螺栓；11—支架；12—机座；13—第一杠杆；14—第二杠杆；15—电阻应变片；16—砝码(相关尺寸：l=200㎜;a=160㎜;b=105㎜;c=55㎜;G=22N)图2电桥工作原理图本实验是针对不允许连接接合面分开的情况。
螺栓预紧时，连接在预紧力作用下，接合面间产生挤压应力。
当受载后，支架在翻转力矩M作用下，有绕其对称轴线0-0翻转趋势，使连接右部挤压应力减小，左部挤压应力增加。
为保证连接最右端处不出现间隙，应满足以下条件：(1)式中Qp—单个螺栓预紧力（N）；Z—螺栓个数Z=10；A—接合面面积A=a(b-c)(㎜2)M—翻转力矩M=PlW—接合面抗弯剖面模量（㎜3）化简（1）式得为保证一定安全性，取螺栓预紧力为(2)螺栓工作拉力可根据支架静力平衡条件求得，由平衡条件有：M=Pl=F1r1+F2r2+…+Fzrz(3)式中F1、F2…Fz—各螺栓所受工作力r1、r2…rz—各螺栓中心到翻转轴线的距离根据螺栓变形协调条件有：(4)由式（3）和式（4）可得任一位置螺栓工作拉力(5)在翻转轴线0-0右边，Fi使螺栓被拉紧，轴向拉力增大，而在0-0线左边的螺栓被放松，预紧力减小。
机械设计之螺栓PPT课件
∴由图可知，螺栓刚度：
C1
tg1
F'
1
1
F0 F' C1
被联接件刚度：
C2 tg2
静力平衡条件：
F'
2
2
F 'F ' ' C2
F0 F''F
力
力
b
得：F0
Qp Qp
F 'F
F '
C1 C1 C2
F
b F ' F ''(1 KC )Fm
变形
变形
b F '' F '(1 KC )Fm
测量预紧前后螺栓伸长量——精度较高
11
22
11 22
33
44
二、螺纹防松 图图44--1122测测力力矩矩扳扳手手
第13页/共63页
1、防松目的 实际工作中，外载荷有振动、变化、材料高温蠕变等会造成 摩擦力减少，螺纹副中正压力在某一瞬间消失、摩擦力为零， 从而使螺纹联接松动，如经反复作用，螺纹联接就会松驰而失 效。因此，必须进行防松，否则会影响正常工作，造成事故
适于常拆卸而被联接件之一较厚时。折
装时只需拆螺母，而不将双头螺栓从被 联接件中拧dd 出。
HH l2l2
l3l3 HH l1l1 l2l2
(a()a)
dd
(b(b) )
3、螺钉联接——适于被联接件之一较
l3l3 HH l1l1 l2l2
厚（上带螺纹孔），不需
经常装拆，一端有螺钉头，
dd
HH l2l2
不需螺母，适于受载较小
情况
第6页/共63页
4、紧定螺钉联接——拧入后，利用杆末端顶住另一零件表面或 旋入零件相应的缺口中以固定零件的相对 位置。可传递不大的轴向力或扭矩。
机械设计 第八版 课后习题集答案 高等教育出版社
第三章 机械零件的强度3—1 表面化学热处理 ；高频表面淬火 ；表面硬化加工 ；3—2 （3） ；3—3 截面形状突变 ；增大 ； 3—4 （1） ；（1） ； 3—5 （1） ； 3－6答：零件上的应力接近屈服极限，疲劳破坏发生在应力循环次数在103～104范围内，零件破坏断口处有塑性变形的特征，这种疲劳破坏称为低周疲劳破坏，例如飞机起落架、火箭发射架中的零件。
零件上的应力远低于屈服极限，疲劳破坏发生在应力循环次数大于104时，零件破坏断口处无塑性变形的特征，这种疲劳破坏称为高周疲劳破坏，例如一般机械上的齿轮、轴承、螺栓等通用零件。
3－7答：材料的持久疲劳极限∞r σ所对应的循环次数为D N ，不同的材料有不同的D N 值，有时D N 很大。
为了便于材料的疲劳试验，人为地规定一个循环次数0N ，称为循环基数，所对应的极限应力r σ称为材料的疲劳极限。
∞r σ和D N 为材料所固有的性质，通常是不知道的，在设计计算时，当0N N >时，则取r rN σσ=。
3—8答：图a 中A 点为静应力，1=r 。
图b 中A 点为对称循环变应力，1-=r 。
图c 中A 点为不对称循环变应力，11<<-r 。
3—9 答：在对称循环时，σK 是试件的与零件的疲劳极限的比值；在不对称循环时，σK 是试件的与零件的极限应力幅的比值。
σK 与零件的有效应力集中系数σk 、尺寸系数σε、表面质量系数σβ和强化系数q β有关。
σK 对零件的疲劳强度有影响，对零件的静强度没有影响。
3—10答：区别在于零件的等寿命疲劳曲线相对于试件的等寿命疲劳曲线下移了一段距离（不是平行下移）。
在相同的应力变化规律下，两者的失效形式通常是相同的，如图中1m '和2m '。
但两者的失效形式也有可能不同，如图中1n '和2n '。
这是由于σK 的影响，使得在极限应力线图中零件发生疲劳破坏的范围增大。
精密机械设计基础习题答案机械工业裘祖荣
第一章 结构设计中的静力学平衡1-1 解：力和力偶不能合成；力偶也不可以用力来平衡。
1-2 解：平面汇交力系可以列出两个方程，解出两个未知数。
取坐标系如图，如图知 ()100q x x = 1-3 解：则载荷q(x) 对A 点的矩为1()()(2)66.7()A M q q x x dx KN m =⋅-≈⋅⎰1-4 解：1）AB 杆是二力杆，其受力方向如图，且 F A ’＝F B ’2）OA 杆在A 点受力F A ，和F A ’是一对作用力和反作用力。
显然OA 杆在O 点受力F O ，F O 和F A 构成一力偶与m 1平衡，所以有 1sin300A F OA m ⋅⋅︒-=代入OA = 400mm ，m 1 = 1N m ，得 F A =5N 所以F A ’＝F A ＝5N ， F B ’＝ F A ’＝5N ，即 杆AB 所受的力S ＝F A ’＝5N3）同理，O 1B 杆在B 点受力F B ，和F B ’是一对作用力和反作用力，F B ＝F B ’＝5N ；且在O 1点受力F O1，F O1和F B 构成一力偶与m 2平衡，所以有 210B m F O B -⋅= 代入O 1B =600mm ，得 m 2=3N.m 。
1-5 解：1）首先取球为受力分析对象，受重力P ，墙 壁对球的正压力N 2和杆AB 对球的正压力N 1，处于平衡。
有：1sin N P α⋅= 则 1/sin N P α=2）取杆AB 进行受力分析，受力如图所示， 杆AB 平衡，则对A 点的合力矩为0： 1()cos 0A M F T l N AD α=⋅⋅-⋅=3）根据几何关系有(1cos )sin tan sin a a a AD αααα+=+= Xq(x)F B ’ ABF A ’ F Am 1 OF Om 2O 1F BF O1N 1 N 2A D N 1’TαBDF AYF AX最后解得：2211/cos 1sin cos cos Pa Pa T l l αααα+=⋅=⋅- 当2cos cos αα-最大，即＝60°时，有T min ＝4Pa l。
机械设计-螺栓组受力分析计
图示为一凸缘式联轴器，用六个普通螺栓联接， 图示为一凸缘式联轴器，用六个普通螺栓联接，传递的转矩为 T=1500N.m，螺栓分布圆直径D=340mm，已知螺栓材料许用应力 ，螺栓分布圆直径 ， [σ]=120Mpa，摩擦系数 σ ，摩擦系数f=0.16，防滑系数 ，防滑系数Ks=1.2，试确定螺栓直径 ， d。 。 12 14 16 18 大径d（mm） 10
每个螺栓受的轴向载荷为： 每个螺栓受的轴向载荷为：
F = Q / 4 = 16000 / 4 = 4000 N
螺栓的螺栓的总拉力 F2 = F1 +F = 10000 +4000 = 14000N 螺栓材料的许用拉应力为： 螺栓材料的许用拉应力为：
[σ ] = σ S
S
=
640 = 320 2
由螺栓拉伸强度条件： 由螺栓拉伸强度条件：
σ=
4 × .1.3F2 ≤ [σ ] πd12 4 × 1.3F2
P
⇒ d1 ≥
π [σ ]
=
4 × 1.3 × 2500 = 7.69mm π × 70
螺栓的小径d1=8.376>7.69 ∵M10螺栓的小径 螺栓的小径 的螺栓。 ∴ 选M10的螺栓。 的螺栓
某容器内装有毒气体， 某容器内装有毒气体，P=1.5N/mm2，D=300mm，容器盖周围均布 个M20的 ，容器盖周围均布10个 的 螺栓（ 为防止泄漏， 螺栓（d1=17.835mm)为防止泄漏，取残余预紧力 为防止泄漏 取残余预紧力F1=1.5F，螺栓杆的许用应力 ， [σ]=160Mpa，试问该螺栓组的设计是否安全？ ，试问该螺栓组的设计是否安全？ 解：每个螺栓受的轴向载荷为
σ=
4 ×1.3F2 ≤ [σ ] 2 πd1 4 × 1.3 × F2
机械设计(3.4.1)--普通螺栓组传递横向外载设计计算
一、普通螺栓组传横向力计算
1、工作原理：结合面摩擦力平衡横向外
力 2、受力分析：螺栓受预紧拉力： Q P
被联件受预紧压力：Q P
3、失效形式： （1）螺栓塑变、拉断
（2
）被联件相对滑移
][4
d 3.121
σπσ≤=P ca Q 4、设计准则：
（1）螺栓不塑变、不拉断（只受预紧力）
4、设计准则：
（2）被联接件不相对滑
移R
K zm f Q f P ≥ ;
N , ;
3.1~1.1 ;
;
;
N;
, 螺栓组所受总横向力可靠性系数摩擦面数螺栓数结合面摩擦系数预紧力式中：------R K m z f Q f P 注： 普螺联接靠摩擦传横向力，螺栓受拉,装拆放便
，
但所需螺栓直径大，冲击、振动时摩擦传
二、普通螺栓组传递扭矩
1、工作原理：摩擦力矩平衡外扭矩]
[4d
3.121σπσ≤=P ca Q 2、受力分析：螺栓受预紧拉力：
Q P 被联件受预紧压力：Q P 3、失效形式：（1）螺栓塑变、拉断 （2）被联件相对滑移--转动4、设计准则
： （1）螺栓不塑变、不拉断（只受预紧力）
∑=≥z i f P T K r f Q
1i （2）被接件不相联对转动∑=≥z
i i f P r f T K Q 1 保不滑，个螺栓所需力
证动单预紧的距离螺栓中心到螺栓组中心结合面摩擦系数螺栓预紧力
式中：
---i p f Q r 螺栓组承受的总力矩可靠性系数螺栓组中螺栓数-=--T K K f f 3.1~1.1
z。
【免费下载】机械设计教程 习题集
机械设计教程（3版）作业集第三章习题3-1 图3-20所示为一直齿圆柱齿轮与轴用圆头平键连接，轴径d＝50mm。
齿轮的材料为铸铁，轴为45钢。
键长L＝60mm，键的截面尺寸为b×h＝14×9 mm2，传递的转矩T=200N·m，有轻微冲击。
试校核该平键连接的强度。
3-2 图3-21所示的凸缘联轴器，用普通圆头平键与轴连接。
已知轴径d＝55mm，毂长L′=1.5d，联轴器为铸铁，轴为45钢，传递的转矩T=300N·m，载荷平稳无冲击。
试选择键的尺寸并校核其连接强度。
图3-20 图3-213-3 图3-22为一牙嵌式离合器与轴用导向平键连接，轴径d=40mm，键长L=125mm(圆头键)，其最小有效工作长度l min=65mm，离合器与轴均为钢制，传递的转矩T=150N·m，有轻微冲击，要求选择键的截面尺寸并校核其连接强度。
图3-223-4 若题3-3中的其他条件均不变，而将其改为轻系列的矩形花键连接，离合器在空载条件下接合，制造精度及润滑条件一般，齿面未经淬火处理。
试校核该矩形花键的强度。
第五章习题5–1 何谓螺纹的大径、中径和小径？它们分别用于什么场合？5–2 螺栓连接、双头螺柱连接、螺钉连接的主要区别是什么?它们的应用场合有何不同？5–3 普通螺栓连接和铰制孔用螺栓连接的结构有何不同？主要失效形式和设计准则是什么？5–4 螺纹连接预紧的目的是什么？如何控制预紧力？5–5连接螺纹能满足自锁条件，为什么在设计螺纹连接时还要考虑防松问题？在可拆卸的防松措施中哪类工作可靠？为什么？5–6 紧螺栓连接所受轴向变载荷在0~F之间变化，当预紧力F0一定时，改变螺栓或被连接件的刚度，对螺栓连接的疲劳强度和连接的紧密性有何影响？5–7 螺旋传动按使用特点的不同可分为哪几类？试举例说明其应用场合。
5–8 某普通螺栓连接，螺栓公称直径为M20，性能等级为4.8级。
试求；(1) 当承受轴向变载荷并控制预紧力时，其预紧力F0最大为多少?(2) 若连接承受横向拉力，有一个贴合面，摩擦因数f=0.15，则可能承受的横向载荷为多少(按单个螺栓计算)?5–9 一普通螺栓连接，螺栓的刚度为C b，被连接件的刚度为C m。
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
式中： p zF0 / A
max
1 W
(M
Cm Cb Cm
)
M W
（接合面产生的附加的最大挤压应力，其中 W-抗弯截面系数）
返回目录
前一页
后一页
退出
故：
p max
zF0 A
M W
p
p min
zF0 A
M W
0
实际中，螺栓组所受的外载荷常常是复合状态，但都可 以简化成上述四种简单受力状态，再按力的叠加原理求出螺 栓受力。求得受力最大的螺栓所受的载荷后，即可进行单个 螺栓连接的强度计算。
前一页
后一页
退出
2）工作载荷为变载荷(螺栓的疲劳强度进行精确校核)
工作载荷在0～F变化时螺栓总拉力在F0～ F2
F0
Cb
Cb Cm
F
之间变化。
如果不考虑螺纹摩擦力矩的扭转作用
螺栓的最大拉应力为： max
F2
1 4
d12
螺栓的最小拉应力为： min
F0
1 4
d12
应力幅为： a
max min
后一页
退出
（2）采用铰制孔用螺栓连接 若每个螺栓承受的工作载荷均为F，则根据平衡条件得
zF＝F∑ 2、受扭转力矩的螺栓组连接
（1）采用普通螺栓连接（假设各螺栓的预 紧程度相同,则各螺栓连接处产生的摩擦力均相 等，并假设此摩擦力集中作用在螺栓的中心处）
根据底板上力矩平衡条件：
F0 fr1 F0 fr2 F0 frz KST
假定底板为刚体，在M作用下接合面仍保持平面；地基和螺栓为弹 性体；底板受翻转力矩M作用后，将绕对称轴O—O翻转。
根据力矩平衡条件 得：
z
Fi Li M
i 1
返回目录
前一页
后一页
退出
根据变形协调条件：
可以得到：
Fmax
MLmax
z
L2i
i 1
Fmax / Lmax Fi / Li
返回目录
前一页
返回目录
前一页
后一页
退出
3、螺栓的排列应有合理的间距、边距。
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。
4、分布在同一圆周上的螺栓数目，应取成偶数，便于在圆周上 钻孔时的分度和画线。
5、为了便于装配，同一螺栓组中所有螺栓的材料、直径和长 度均应相同。
6、避免螺栓承受附加的弯曲载荷。
β：牙型侧角。
返回目录
前一页
后一页
退出
9、工作高度h：内外螺纹旋合的接触面的高度。
10、效率η：
tg tg( V)
11、自锁条件：
返回目录
前一页
后一页
退出
第二节 螺纹连接的类型及标准联接件
一、螺纹连接件的类型
普通螺栓连接 螺栓连接
铰制孔用螺栓连接
螺纹连接件的类型
双头螺柱连接 螺钉连接 紧定螺钉连接 地脚螺栓
返回目录
前一页
后一页
退出
一、螺栓组连接的结构设计
目的：确定螺栓数目及布置形式。
要求：设计时综合考虑以下六个方面问题 1、连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、三角形等。便于对称布置螺栓， 使螺栓组的对称中心和连接接合面的形心重合，从而保证连接 接合面受力比较均匀。
2
Cb Cb Cm
2F
d12
由前面知识可知这种应力状态为最小应力等于常数 σmin=C
计算安全系数
Sca
lim
' max
' ae
' me
2
1 (Ka )
min
[S]
max a m (K )(2a min)
返回目录
前一页
后一页
退出
（三）承受工作剪力的紧螺栓连接 这种连接是利用铰制孔用螺栓抗剪切力来承受载荷F的。 失效形式：螺杆被剪断及螺杆或孔壁被压溃。
返回目录
前一页
后一页
退出
（3）强度计算 1）工作载荷为静载荷 在设计时首先计算螺栓的工作载荷F，再根据连接的要求选取F1 值，计算螺栓的总拉力F2，在考虑可能补充拧紧将总拉力增大 30％后考虑扭切应力的影响。截面的拉伸强度条件是：
ca
1.3F2
/
1 4
d12
，或：d1
4 1.3F2
返回目录
二、标准螺纹连接件
常用标准件
返回目录
前一页
后一页
退出
一、预紧力
第三节 螺纹连接的预紧
预紧力F0: 绝大多数螺纹连接在装配时都必须拧紧，使连接在承受工
作载荷之前，预先受到力的作用。这个预加作用力称为预紧 力。
预紧目的： 在于增强连接的可靠性和紧密性，以防止受载后被连接件
间出现缝隙或发生相对滑动。
预紧力确定的原则：
为保证连接的需要，且又要防止螺纹超载而破坏，一般要
控制预紧力F0；螺栓拧紧后，预紧应力不得超过其材料的屈
服限σs的80%。
预紧力的限制
返回目录
前一页
后一页
退出
控制预紧力的方法： 利用控制拧紧力矩的方法来控制预紧力的大小。通常可采
用测力矩扳手或定力矩扳手，对于重要的螺栓连接，也可以 采用测定螺栓伸长的方法来控制预紧力。
返回目录
前一页
后一页
退出
返回目录
前一页
后一页
退出
二、螺栓组连接的受力分析 螺栓组受力分析的目的：确定螺栓组中受力最大的螺栓及
其所承受的工作载荷的大小 。 1、受横向载荷的螺栓组连接
（1）采用普通螺栓连接
保证被连接件接合面不产生滑移
F0 f z i K f F
F0
K f F f zi
返回目录
前一页
Fi Fmaxri / rmax
z
Fmax Trmax / ri2 i 1
返回目录
前一页
后一页
退出
3．受轴向载荷的螺栓组连接 如图所示为气缸盖螺栓组连接，
每个螺栓所受的轴向工作载荷F：
F= F∑/z
思考：各螺栓在工作时所受的总 拉力，是不是等于F与F0之和？
返回目录
前一页
后一页
退出
4．受倾覆力矩的螺栓组连接
预紧力和预紧力矩之间的关系： T 0.2F0d
一般：扳手的长度：L=15d
详细推导
拧 紧 力：F=200N
拧 紧力 矩：T=FL
螺栓承受的预紧力：F0=15000N
注意：对于重要的连接，应尽可能不采用直径过小(＜M12)的螺栓。
返回目录
前一页
后一页
退出
第四节 螺纹连接的防松
防松的根本问题：在于防止螺旋副相对转动。
退出
2、按螺纹牙型分类：
粗牙螺纹：常用螺纹
普通螺纹：牙型：三角形。
联接螺纹
牙型角：α=60°
细牙螺纹：螺距小，升角小， 自锁性好，强度高， 但易滑扣。
米制螺纹：牙型角α=60°，螺纹分布在锥角为1：16圆锥壁上
管螺纹：牙型：三角形；牙角α=55°。
螺纹
矩形螺纹：牙型：正方形；牙型角：α= 0 ° 传动效率高，但牙根强度弱。
Cm Cb Cm
F
1、上述分析可见：螺栓承受的总拉力F2≠F0+F 2、当F0及F一定时，F2取决于 Cb/(Cb+Cm)
Cb↓（Cm↑）→螺栓受力F2 ↓ ，采用刚度小的螺栓，刚度大的 被联接件。
3、为防止出现缝隙，残余预紧力应大于0,一般：F1 =(0.2~1)F; 有密封要求的F0 =(1.5~1.8)F。
返回目录
前一页
后一页
退出
二、螺纹主要参数 螺纹可分左旋和右旋。
1、大径d：公称直径。
32、、中小径径dd21：：最d 2小 直12 (径d1，强d 2度) 算动用力。、运动、几何分析中用。
返回目录
前一页
后一页
退出
4、线数n：螺纹的螺旋线数目。n≤4。 n↑→效率↑→自锁性↓，n↓→自锁性越好。 因此，常用联接的螺纹要求自锁性，一般为单线。
5、螺距P：相邻两螺纹牙型上对应点间距离。 6、导程S：螺旋线上任一点沿同一条螺旋线旋转一周，该
轴线上升的距离。 S= nP 7、升角：螺旋线的切线与垂直于螺纹轴线的平面间的夹角。
tg s nP d2 d2
可见，ψ↑→S↑→效率↑→自锁性↓。
8、牙形角α：螺纹牙两侧边的夹角，对称牙形，α=2β，
第二篇 连 接
机械连接可分为机械动连接(运动副如齿轮、凸轮机 构等等)和机械静连接。本篇主要研究的是机械静连接。
第五章 螺纹连接与螺纹传动
重点：螺纹连接中螺栓组的受力分 析、强度计算
难点：螺栓组的受力分析
返回目录
前一页
后一页
退出
第一节 螺 纹
一、螺纹的类型和应用 1、工程应用
返回目录
前一页
后一页
紧螺栓在装配时，除了受预紧力F0产生的拉应力外，还承 受补充扭紧时扭紧力矩T1产生的扭转剪应力的作用。 危险截面的拉伸应力：
＝F0
/
1 4
d12
危险截面的剪应力：
＝ T1
F0 ＝
tan(
v )
d2 2
W
1 16
d12
返回目录
前一页
后一页
退出
对于M12~M64螺栓：
tan v
0.17，d2 d1
1.04
~ 1.08，tan
0.05
由 此 可 得： 0.5
根据第四强度理论，其计算应力：
ca 2 3 2 2 3(0.5 )2 1.3
危险剖面的强度条件是：
ca