1、4)螺纹线数螺纹螺旋线的数目。联接螺纹要求自锁性，多用单线螺纹；传动螺纹要求传动效率高，多用双线或三线螺纹。为便于制造，一般W4。(5)螺距P螺纹相邻两牙在中径线上对应两点间的轴向距离。(6)导程JL同一条螺旋线上相邻两牙在中径线上对应两点间的轴向距离。单线螺纹L=P,多线螺纹L=尸，如图6-3所示。图6-3螺纹的线数a)单线螺纹b)多线螺纹(7)螺纹升角4在中径圆柱上，螺旋线的切线与垂直于螺纹线的平面的夹角。CLnP.、tan=(6-1)11d11d(8)牙型角在螺纹牙型上，两相邻牙侧间的夹角。(9)牙侧角在螺纹牙型上，牙侧与螺纹轴线的垂线间的夹角。对称牙型的牙侧角，=2。(10)螺纹接触
2、高度/在两个相互配合螺纹的牙型上，牙侧重合部分在垂直于螺纹轴线方向上的距离。常用作螺纹工作高度。三、常见螺纹的特点及应用1 .普通螺纹普通螺纹即米制三角形螺纹，牙型角=60。同一直径按螺距的大小分为粗牙和细牙两种，螺距最大的一种是粗牙，其余的均为细牙。一般联接多用粗牙螺纹。细牙螺纹的牙浅、升角小、自锁性能好，多用于薄壁零件或细小零件，以及受冲击、振动和变载荷的联接中，也可用作微调机构的调整螺纹。2 .管螺纹最常用的管螺纹是英制细牙三角形螺纹，牙型角。=55。，牙顶有较大的圆角，内、外螺纹旋合后牙型间无径向间隙，公称直径近似为管子的内径。多用于有紧密性要求的管件联接。3 .矩形螺纹牙型为正方形，
3、牙型角。=0。传动效率高，牙根强度弱，精加工困难，对中精度低，常用于传力螺纹。4 .梯形螺纹六角头螺桂双头螺柱内六角圆柱头螺钉开槽圆柱头螺钉开槽沉头螺钉开槽锥甦紧定螺钉图6-7常用螺纹联接件第二节螺纹联接的预紧和防松一、螺纹联接的预紧工程实际中，绝大多数螺纹联接在装配时都要拧紧，使联接在承受工作载荷之前，各联接件已预先受到了力的作用，此既为预紧。这个预加的作用力称为预紧力。装配时需要拧紧的联接称为紧联接，反之则称为松联接。预紧的目的是增强联接的可靠性、紧密性及刚性，提高联接的防松能力，对于受拉变载荷螺纹联接还可提高其疲劳强度。但过大的预紧力会导致整个联接的结构尺寸增大，也可能会使螺栓在装配时或
4、在工作中偶然过载时被拉断。因此对于重要的螺纹联接，为了保证所需的预紧力，又不使联接螺栓过载，在装配时应控制预紧力。通常利用控制拧紧螺母时的拧紧力矩来控制预紧力的大小。在拧紧螺母时（如图6-8）,拧紧转矩T等于螺纹副间的摩擦阻力矩Z和螺母环行支承面上的摩擦阻力矩与之和。由分析可知，对于MlOM68的米制粗牙普通螺纹的钢制螺栓，螺纹副中无润滑时，有(6-2)T0.2/d式中，弟为预紧力，单位为N,根据联接的工作要求确定；d为螺纹大径，单位为mm。图6-8拧紧转矩当预紧力心和螺纹大径d己知后，由式（6-2）即可确定所需的拧紧力矩T。一般标准扳手的长度L15d,若加在扳手上的拧紧力为F,则T=FL代入
5、式（6-2）后有：Fg5F。若F=200N时，则在螺栓中将产生的预紧力E）MI5000N,这样大的预紧力很可能使直径较小的螺栓被拉断。因此，对于重要的螺栓联接，应避免采用小于M12的螺栓，必须使用时，应严格控制其拧紧力矩。在工程实际中，常用测力矩扳手（图6-9a）或定力矩扳手（图6-9b）来控制拧紧力矩，测力矩扳手可由指针的指示直接读出拧紧力矩的数值。定力矩扳手可利用螺钉调整弹簧的压紧力，预先设置拧紧力矩的大小，当扳手力矩过大时，弹簧被压缩，扳手卡盘与圆柱销之间打滑，从而控制拧紧力矩不超过规定值。对于大直径的螺栓联接，则可用测量螺栓伸长量的方法来控制预紧力。图6-9测力矩扳手和定力矩扳手二、螺
6、纹联接的防松联接螺纹都能满足自锁条件，且螺纹和螺栓头部支承面处的摩擦也能起防松作用，故在静载荷下，螺纹联接不会自动松脱。但在冲击、振动或变载荷的作用下，或当温度变化很大时，螺纹副间的摩擦力很小或瞬时消失，这种现象多次重复就会使联接松脱，影响联接的牢固和紧密，甚至会引起严重事故。所以在设计时，必须采用有效的防松措施。防松的根本问题是防止螺纹副的相对转动。防松的方法很多，按其工作原理，可分为摩擦防松、机械防松和永久防松三类。常用的防松方法见表6-1表6-1常见的防松方法防松方法结构形式特点和应用摩擦防松用两个螺母对顶拧紧，使旋合螺纹间始终受到附加的压力和摩擦力的作用。结构简单，但联接的高度尺寸和重
7、量加大。适用于平稳、低速和重载的联接机械防松拧紧螺母后弹簧被压平，垫圈的弹性恢复力使螺纹副轴向压紧，同时垫圈斜口的尖端抵住螺母与被联接件的支承面，也有防松作用。结构简单，应用方便，广泛用于一般的联接。但在振动工作条件下放松效果差。尼龙圈锁紧螺母是利用螺母末端的尼龙圈箍紧螺栓，横向压紧螺纹来防松。自锁螺母是利用螺母末端椭圆口的弹性变形箍紧螺栓，横向压紧螺纹来防松。结构简单、防松可靠，可多次拆装而不降低防松性能，适用于重要的联接。拧紧槽形螺母后，将开口销插入螺栓尾部小孔和螺母的槽内，再将销的尾部分开，使螺母锁紧在螺栓上。适用于有较大冲击、振动的高速机械中的联接。止动垫圈将垫圈套入螺栓，并使其下弯的
8、外舌放入被联接件的小槽中，再拧紧螺母，最后将垫圈的另一边向上弯，使之和螺母的一边贴紧，结构简单，使用方便，防松可靠。用低碳钢丝穿入各螺钉头部的孔内，将各螺钉串联起来，使其相互约束，使用时必须注意钢丝的穿入方向。适用于螺钉组联接，防松可靠，但装拆不方便。螺母拧紧后，在螺栓末端与螺母的旋合缝处冲点或焊接来防松。防松可靠，但拆卸后联接不能重复使用，适用于不需拆卸的特殊联接。在旋合的螺纹间涂以胶接剂，使螺纹副紧密胶合。防松可靠，且有密封作用，但不便拆卸。表6-2紧密联接的螺栓间距rd一螺纹公称直径二、螺栓组的布置1 .螺栓组的布置方式及接合面形状螺栓组的布置应尽可能对称，以使结合面受力均匀；联接接合面
9、应尽量设计成轴对称的简单几何形状（如图6-11）,使螺栓组的几何中心与接合面的形心重合，以便于加工和装配，计算也较简单。2 .承受弯矩和转矩时的布置方式承受弯矩和转矩时应尽可能地把螺栓布置在靠近结合面边缘，以减少螺栓的受力。对于承受较大横向载荷的普通螺栓联接，应采用销、套筒、键等抗剪零件来承受横向载荷（如图6-12）,以减小螺栓的预紧力及结构尺寸。图6-12螺栓承受横向载荷时的减载装置面内。假设底板为刚体而基础为弹性体，此时在作用下，底板有绕接合面对称轴0-0翻转的趋势。轴线左侧的螺栓将进一步被拉伸，轴向拉力增大；0-0轴线右侧的基础被进一步压缩，螺栓被放松，螺栓预紧力减小。由底板的力矩平衡条
10、件KIT+Fl2+FZIZ=M(6-9)因螺栓拉伸刚度相同，根据变形协调条件，可知螺栓的工作拉力与其轴线到对称轴0-0的距离成正比，在O-O轴线左侧距轴线最远的螺栓所受工作拉力最大，即=三-（6-10）k2max由（6-9）和（6-10）联立得最大轴向拉力为FmaX=(6-11)对于受倾覆力矩作用的螺栓组联接，除螺栓应满足强度要求外，还应保证图6-16所示左侧接合面不出现间隙，右侧接合面不被压溃。接合面左侧边缘处挤压应力最小，不出现间隙条件为ZFcMCz=-0(6-12)PnUnAW接合面右侧边缘处挤压应力最大，不压溃条件为%max+613)式中，A为有效接合面面积，单位为mu?；W为接合面的
11、抗弯截面系数，单位为mu?；C,为接合面材料的许用挤压应力，单位为MPa,其值查表6-4。式中，b为螺栓的拉应力，单位为MPa；JF为轴向载荷，单位为N；4为螺纹的小径，单位为mm；b为螺栓的许用拉应力，单位为MPa,其值见表6-10。2.紧螺栓联接(1)只受预紧力作用的螺栓联接如图6-19,凡是靠摩擦力承受工作载荷的紧螺栓联接，其螺栓仅受预紧力作用。当螺栓拧紧后，螺栓不仅受到预紧力与产生的拉应力b的作用，同时还受螺纹副阻力转矩工产生的扭转切应力好的作用，因此螺栓处于受拉伸和扭转的复合应力状态。对常用的MlOM60普通钢制螺栓,-r0.5o按第四强度理论建立的强度条件为ca-Jer2+3琮=I
12、b2+3(0.5Cr)21.3cr即-=L珥W(6-15)-J1241式中，a”为螺栓的当量拉应力，单位为MPa；为紧联接螺栓的许用拉应力，单位为MPa,其值见表6-10。地脚螺栓联接*F2)力一变形图螺栓和被联接件的受力与变形关系，也可用螺栓联接的力一变形图来表述，如图6-21a、b分别表示预紧后螺栓和被联接件的力一变形关系图。为分析上的方便，可将图6-21a、b合并，图6-21c为承受工作载荷后螺栓联接的力一变形图。图6-21螺栓和被联接件的力与变形关系a)预紧后力一变形关系图b)预紧后力一变形关系图c)受载后力一变形图设螺栓刚度为9,被联接件的刚度为C2,则c1=FI=tanx;c2=F
13、0/2=tan2设施加工作载荷后，螺栓的拉力增量为尸，由图6-2Ia可知，Fl=c1,(F-F)/J2=C2,且伪=A4,由前面三式可得AF=Fc1+C2由图可知A=I+AF=I+F(6-17)c1+C2这是螺栓总拉力生的又一种表达式，既总拉力等于预紧力加上部分工作拉力。令KO=FOlF及KC=CJ(C、+c2),则6-17式可写为FZ=(Ko+KQF(6-18)式中，Ko为预紧系数，其值见表6-6；KC为刚性系数，又称相对刚度，其大小与螺栓、被联接件和垫片的材料、结构尺寸以及载荷的作用位置有关，设计时查表6-7。表6-6预紧系数K。联接情况K0联接情况K。紧固静载荷1.22.0紧密软垫1.5
14、2.5算对象的挤压高度，单位为mm；上为螺栓的许用切应力，单位为MPa,见表6-10；为计算对象的许用挤压应力，单位为MPa,见表6-10。三、螺栓联接件的材料和许用应力1 .螺纹联接件的常用材料及其力学性能螺纹联接件的常用材料及其力学性能见表6-8o表6-8螺纹联接件常用材料及其力学性能（单位：MPa）钢号抗拉强度屈服点s疲劳极限弯曲CrT拉压b_T10340420210160220120150Q215340420220Q23541047024017022012016035540320220-30017022045610360250-34019025015MnVB10001200800一一4
15、0Cr750100065090032044024034030CrMnS10801200900一一国家标准规定，螺纹联接件按其力学性能分级（表6-9）,对于重要的或有特殊要求的螺纹联接件，才允许采用高强度级别的材料。表6-9螺栓、螺钉、双头螺柱的力学性能等级力学性能等级3.64.64.85.65.86.88.89.810.912.9M16M16抗拉强度极限BminMPa33040042050052060080083090010401220屈服点4minMPa190240340300420480640660720940HOO硬度min/HBS9010911313414018123224826931
16、2365推荐材料低碳钢低碳钢或中碳钢低碳合金钢及中碳淬火并回火中碳钢，低、中碳合金钢，淬火并回火合金钢推荐螺母级别4或5568或991012注：1.本表适用于由碳钢或合金钢制造的、任何形状的螺纹直径339mm的螺栓、螺钉和螺柱，不适用于紧钉螺钉。2 .性能等级的标记由“”割开的两部分数字组成。点前数字b/100；点后数字为10x(qsj)或10(0,2s);此处4、b02分别为公称抗拉强度、公称屈服点和公称屈服强度。3 .螺母性能级别，用与之相配的螺栓中最高性能等级的点前数字表示。4 .规定性能等级的螺栓、螺母在图纸上只标出性能等级，不应标出材料牌号。2.螺纹联接件的许用应力螺栓的许用应力与材
17、料、制造工艺、载荷性质、装配方法以及结构尺寸等有关。一般查表6-10确定。由表6-10可知，当不控制预紧力时，螺栓直径越小所取安全系数越大。这是因为小直径螺栓拧紧时容易过载而断裂，为安全起见，将其安全系数适当定的高些。设计计算时，由于螺栓直径d和许用应力b均未知，需采用试算法，即先初定一螺栓直径d,选取相应的安全系数求出b,由强度公式求得的直径d与原初定值相符，则计算有效。否则，重定螺栓直径d,再进行计算，直至合乎要求。表6-10螺纹联接静载荷下的许用应力与安全系数类型许用应力相关因素安全系数普许用拉应松联接s=1.21.7通力控制测力据或定s=1.62螺预紧力矩扳手栓ljS力测量螺栓伸s=1
18、31.6连长量接不控材料M6M16M30(制预受紧力MlM32M60拉6)碳素钢4322*lA图6-24普通螺栓联接支架解（1）螺栓组结构设计如图6-2所示。（2）螺栓组受力分析1）外力的简化将外力心向接合面平移，附加翻转力矩，横向载荷弓=8000N,翻转力矩M=460F=4608000N=3.68XIO6N。2）螺栓组受力情况该螺栓组联接受翻转力矩和横向载荷联合作用，载荷方向如图所示。（3）确定单个螺栓的工作载荷1）该联接结构接合面数机=1,摩擦系数7=0.3,可靠性系数%=1.1。2）单个螺栓的预紧力1.1x20000.3lN=7333N,取F0=7500N03）由计算公式（6-11）得
19、螺栓所受最大拉力FmmMlmla3.68x106X20042002N=4600N4）查表6-7,取KC=O.3。5）单个螺栓的总拉力0=+K=（7500+0.3x4600）N=8880N（4）强度计算D确定许用拉应力选4.8级螺栓，查表6-9,cr.=340MPa,考虑不需严格控制预紧力，初估d=616mm,查表6-10,S=3.4,得许用拉应力cr=言=100MPa2)确定螺栓直径dl4x1.3x8880yr100mm=12.124mm,Ldl12.124mm由普通螺纹的国家标准GB19681,选用公称直径d=16mm,其4=13.835mm,大于所需直径，满足强度要求。(5)校核接合面上的
20、挤压应力要求上端接合面间不出现缝隙，下端接合面不被压溃D计算接合面面积A和抗弯截面系数WA=Zj(L-L2)=300X(500-300)mm2=6104mm2W=(L3-4)=3(5003-3003)mm3=9.8IO6mm31211250022bpmaxzF0,M_1=AW(475003.68IO61-(61049.8106)MPa=O.876MPapnunZFOAMJ4x75006io43.681069.8IO6,MPa=0.124MPa02)许用挤压应力b/,=08q=272MPa,所以满足要求。授课题目：第六章螺纹联接和螺旋传动第五节提高螺栓联接强度的措施第六节螺旋传动授课方式（请打J
21、理论课J讨论课口实验课口习题课其他口课时安排2教学大纲要求：提高螺栓联接的基本方法；了解螺旋传动的类型和特点。教学目的、要求（分掌握、熟悉、了解三个层次）：了解提高螺栓联接强度的方法；熟悉螺旋传动的分类；掌握螺旋传动的设计方法。教学重点及难点：重点：螺旋传动的设计方法；难点：螺旋传动的设计方法。作业、讨论题、思考题：思考题6-56-10；习题6-4。课后总结分析：其他联结方式及特点；键联接的基本知识；平键联接的设计方法。第五节提高螺栓联接强度的措施由前面分析可知，螺栓联接的强度主要取决于螺栓的强度。影响螺栓强度的因素很多，主要有螺纹牙的载荷分配、应力变化幅度、应力集中、附加应力、材料，机械性
22、能和制造工艺等方面。下面来分析这些因素对螺栓强度的影响及提高强度的相应措施。一、改善螺纹牙间的载荷分布即使是制造和装配精确的螺栓和螺母，传力时其旋合各圈螺纹牙的受力也不均匀的。如图6-25所示的受拉螺栓和受压螺栓组合，螺栓杆的受力自下而上由E递减为零，并通过螺纹牙传给了螺母；螺母体压力则自上而下由零递增为F。螺栓受拉，螺距增大；螺母受压，螺距减小。F,2F3r4F5fFF=F计F2+F3+F4+F5a）螺纹牙受力和变形b）螺纹牙受力分配图6-25旋合螺纹的受力和变形a）旋合螺纹的变形示意b）旋合螺纹间的载荷分布有螺纹牙、螺栓杆和母体的变形协调条件可知，这种螺纹螺距变化差主要靠旋合各圈螺纹牙的变
23、形来补偿。由图可知，从传力算起的第一圈螺纹变形最大，因而受力也最大，以后各圈递减。旋合圈数越多，受力不均匀程度也越显著（图6-25b）,到第810以后，螺纹牙几乎不受力。因此，采用加高螺母以增加旋合圈数，对提高螺栓强度并没有多大作用。为了使螺纹牙受力比较均匀，可用下述方法改进螺母结构：1）悬置螺母（如图6-26a）,使螺栓、螺母都受拉伸，减小螺距变化差,使螺纹牙上载荷分配趋于均匀；2）内斜螺母（如图6-26b）,可减小原受力大的螺纹牙的刚度而把力分移到原受力小的螺纹牙上，使载荷分布趋于均匀；3）环槽螺母（如图6-26c）,环槽螺母的作用与悬置螺母相似，其均布载荷的效果不及悬置螺母。另外，这些结
24、构特殊的螺母制造费工，一般只在重要的或大型的联接中使用。图6-26均载螺母结构a）悬置螺母b）内斜螺母c）环槽螺母二、减小螺栓的应力变化幅度对受变载荷作用的螺栓，当其最大应力不变时，应力幅愈小就愈不容易发生疲劳破坏。减小螺栓刚度或增大被联接件刚度，均能在保持工作载荷不变的前提下使应力幅降低，从而提高疲劳强度。但由前面分析可知，剩余预紧力将相应减小，所以还应适当增大预紧力，保证联接的紧密性。为减小螺栓刚度，可适当增加螺栓的长度，或采用部分减小栓杆直径或作成中空的结构一柔性螺栓（如图6-27所示）。为增大被联接件刚度，除了从联接件的结构和尺寸上设法外，可采用刚性较大的垫片。对有紧密性要求的联接，可
25、采用O型密封圈密封而不用软垫片（如图6-28）。图6-27柔性螺栓b）O型密封圈密封汽缸密封三、减小应力集中螺纹的牙根和收尾、螺栓头部与栓杆交接处，都有应力集中，是产生断裂的危险部位；特别是在旋合螺纹的牙根处，由于栓杆拉伸，牙受弯剪，而且受力不均，情况更为严重。为减小应力集中，可采用大的圆角半径和卸载结构，如在牙根处加大圆角半径，在螺纹收尾处用退刀槽，在螺母支承面以内的栓杆上有余留螺纹（如图6-29所示）等几种方法，都有良好的效果。r=0.2dYZ3O7SO02dhaQ.5dr*0.15d211.OdF图6-29减小螺栓头部应力集中的结构a）增大过渡圆角b）卸荷槽c）卸载过渡结构四、避免附加弯
26、曲应力螺栓的附加应力主要是附加弯曲应力。为了减小附加弯曲应力，要从工艺及结构上采取措施。如在工艺上保证被联接件、螺母和螺栓头部的支承面平整，并与螺栓轴线垂直；对于在粗糙表面上安装螺栓应制成凸台或沉头座（如图6-30）；必要时配置斜面垫圈（如图6-31a）,球面垫圈（如图图6-30凸台和沉头座a）凸台b）沉头座图6-31避免附加弯曲应力的措施a）配置斜面垫圈b）配置球面垫圈c）配置带有腰环的螺栓五、采用合理的制造工艺方法制造工艺对螺栓疲劳强度有重要影响。采用冷墩工艺和滚压工艺辗制螺纹，由于冷作硬化的作用，表层有残余压应力，金属流线合理，螺栓疲劳强度比车制螺纹高30%40%若滚压螺纹在热处理后进行
27、效果会更好。此外，对螺栓进行碳氮共渗、渗氮氧化及喷丸处理等都能有效提高其疲劳强度。至于受剪螺栓联接，其失效形式多为被联接件孔壁的压溃，提高其强度的主要措施是增强孔壁强度。近年发展的各种形式杆孔过盈配合和冷挤压胀孔技术，能有效提高联接的疲劳强度。第六节螺旋传动螺旋传动由螺杆和螺母组成，主要用来将旋转运动变换成直线运动，同时传递运动和动力，也可用于调整零件的相互位置。按相对运动关系，螺旋传动常用的运动方式主要有以下四种：（1）螺母固定不动，螺杆转动并往复移动（如图6-32a）这种结构以固定螺母为主要支承，结构简单，但占据空间大。常用于螺旋压力机、螺旋千斤顶等。（2）螺杆转动，螺母做直线运动（如图6
28、32b）这种运动方式占据空间尺寸小，适用于长行程螺杆，但螺杆两端的轴承和螺母防转机构使其结构较复杂。车床丝杠、刀架移动机构等多用这种运动方式。（3）螺母旋转并沿直线移动（如图6-32c）.由于螺杆固定不转动，因而两端支承结构较简，但精度不高。如有些钻床工作台采用了这种运动方式。（4）螺母转动，螺杆做直线移动（如图6-32d）.螺杆应设置防转机构，螺母转动要设置轴承,这些设置均使得结构复杂，且螺杆行程占据空间尺寸大，故应用较少。图6-32螺旋传动的运动方式a）螺母不动，螺杆转并移b）螺杆转动，螺母直线动C）螺母转并直线动d）螺母转动，螺杆直线动螺旋传动按其螺旋副摩擦性质的不同，又可分为滑动螺旋
29、传动、滚动螺旋传动和静压螺旋传动，其各自的特点和应用见表6-11。表6-11各类螺旋传动的特点和应用种类简要特点应用滑动螺旋传动滑动螺旋的螺纹副中产生的是滑动摩擦，其结构简单，制造方便，运转平稳，易于自琐；但摩擦阻力大，传动效率低（约30%40%）,有侧向间隙，反向有空行程，低速有爬行金属切削机床的进给、分度机构的传动螺旋，摩擦压力机、千斤顶的传力螺旋滚动螺旋传动滚动螺旋的螺纹副产生的是滚动摩擦，其摩擦阻力小，传动效率高（在90%以上），具有传动的可逆性，运转平稳，低速不爬行；经调整预紧，可获得很高的定位精度和较高的轴向刚度；但结构复杂，抗冲击性能较差，不具自琐性，多由专业厂制造数控机床、精密
30、机床、测试机械、仪器的传动螺旋和调整螺旋飞行器、船舶等自控系统的传动螺旋和传力螺旋图6-33螺纹副的受力如图6-33所示，设轴向载荷E均匀分布在螺母的Z圈螺纹上，承压投影面为一环形，耐磨性条件为Pp=ol(6-22)11d2hzL式中，出为螺纹中径，单位为mm；/2为螺纹工作高度，对矩形、梯形螺纹l=05P,锯齿形螺纹h=0.75P,尸为螺距；Z为旋合螺纹圈数，Z=HlP,8为螺母高度，ZWIO12；p为螺旋副的许用压强，单位为MPa,见表6-12。式(6-22)用于验算，若用于设计时，则令螺母高度”=出。0值可根据螺母形式选定,整体式螺母取=1.21.5；剖分式螺母取=2.53.5。恪Z=H
31、lP及H=d2代入式(6-21),可得螺纹中径的设计公式为(6-23)(6-24)(6-25)根据算得的中径乙，按国家标准选取相应的螺纹公称直径d和螺距P。螺母高度应按H=ZPFP11hp对于矩形和梯形螺纹，h=0.5P,则2o8对于锯齿形螺纹，h=0.75P,则dr0.65计算，由于螺母中各圈螺纹的受力不均，故螺母中的螺纹圈数不宜超过十圈。表6-12滑动螺旋副材料的许用压强滑动速度（mmin）螺杆材料螺母材料许用压强pMPa低速、润滑良好钢青铜18-25钢7.5132.4钢铸铁13-1515钢青铜12注：0=O65P,3o30o锯齿形螺纹的3=074P;可,4分别为螺母材料的许用切应力和许用
32、弯曲应力，单位MPa,查表6-14o图6-34螺母上一圈螺纹展开3)螺杆的稳定性计算对于长径比大的受压螺杆，当轴向载荷大于某一临界值臬时，就会丧失其稳定性。在正常情况下，螺杆的稳定条件为F-2.54(6-30)F式中，月为临界力，单位为N,乙与螺杆的柔度2=(/)有关，可根据2不同选用不同的计算公式见表6-15；，为螺杆危险剖面的惯性半径，单位为Inn1,i=A=dl4;图6-36滚珠的循环方式动a）内循环b）外循环1一螺母2螺杆3一滚珠三、静压螺旋机构简介静压螺旋机构工作时（如图6-37）,压力油经节流器进入螺母螺纹牙两侧的油腔，随后经回油路流出，从而在螺母与螺杆的螺纹牙表面之间产生压力油膜
33、螺旋传动便在液体摩擦状态下工作，大大降低了其摩擦因数。hl,由于节流器作用，使左侧油压大于右侧油压，即A）P2,从而在螺杆上产生一平衡Fa的液压力。图6-37b中，每一螺纹牙侧有三个油腔，当螺杆受径向力工作用下移时，油腔A侧间隙减少,压力升高，B和C侧间隙增大，压力降低，从而在螺杆上产生一向上的液压力与平衡。静压螺旋也能承受螺杆上的倾覆力矩。授课题目：第六章螺纹联接和螺旋传动第七节键联接第八节花键联接授课方式（请打J）理论课J讨论课口实验课口习题课口其他口课时安排2教学大纲要求：键联接的基本知识和平键联接的设计方法；了解其他联接的类型和特点。教学目的、要求（分掌握、熟悉、了解三个层次）：了解
34、其他联结方式及特点；熟悉键联接的基本知识；掌握平键联接的设计方法。教学重点及难点：重点：平键联接的设计方法；难点：平键联接的设计方法。作业、讨论题、思考题：思考题6-56-10；习题6-4。课后总结分析：其他联结方式及特点；键联接的基本知识；平键联接的设计方法。装配时，圆头楔键要先放入键槽，然后打紧轮毂（图6-434）；对于方头和钩头楔键，则是先把轮毂装到适当位置后，再将键打紧（图6-43匕、c）。楔键的上表面和与它配合的轮毂槽底面均有1：100的斜度，键的上下两面为工作面，键的两侧面与键槽都留有间隙。工b)c)图6-43楔键联接a）圆头b）平头c）钩头作时，靠键的楔紧作用传递转矩，同时还可承
35、受单方向的轴向载荷。但在打紧键时破坏了轴与轮毂的对中性，另外，在振动、冲击和承受变载荷时易产生松动。故楔键联接仅适用于对传动精度要求不高、低速和平稳的场合。钩头楔键的钩头是供拆卸键用的，为了防止工作时发生事故，钩头部分应加防护罩。4.切向键联接切向键是由一对斜度为1：100的楔键组成，如图6-44所示。装配时两键的斜面相互贴合，共同楔紧在轴毂之间。其工作原理与楔键相同，依靠键的楔紧作用传递转矩。传递单向转矩只需一对切向键（如图6-444）,若要传递双向转矩，则需要装两对互成120135的切向键（如图6-44Z?）。切向键仅用于载荷较大且对中性要求不高的场合。二、平键联接的选择和强度计算1.类型
36、的选择键的类型应根据具体的工作要求和使用条件而定，如对中性要求；传递转矩的大小；轮毂是否沿轴向滑移及滑移的距离大小；以及键在轴上的位置（在轴的中部还是端部）等。bp2x620750655.572=48MPap挤压强度满足要求。第八节花键联接一、花键联接的类型和特点花键联接由具有周向均匀分布的多个键齿的花键轴（外花键）和具有同样键齿槽（内花键）的轮毂组成，如图6-46所示。工作时依靠齿侧的挤压传递转矩，因花键联接键齿多，所以承载力强;由于齿槽浅，故应力集中小，对轴削弱小，且对中性和导向性均较好，但需专用设备加工，所以成本较高。花键联接适用于载荷较大，定心精度要求较高的静联接或动联接中。花键已标准
37、化，按其齿形不同，可分为矩形花键、渐开线花键两大类。花键的尺寸、公差和配合可查有关设计手册。外花键和内花键通常用强度极限不低于600Nmm2的钢制造，且常经热处理（特别是在载荷作用下需频繁移动的花键联接）以获得足够的硬度和耐磨性。图6-46花键联接1 .矩形花键联接如图6-47所示，该键的形状为矩形，易于加工，且可用磨削的方法获得较高的精度，应用最广。矩形花键按齿高尺寸不同，分为轻系列和中系列两种。轻系列承载能力小，适用于载荷不大的静联接；中系列承载能力较大，适用于中等载荷或零件只在空载时移动的动联接。矩形花键的定心方式为小径定心，即外花键和内花键的小径为配合面。特点是定心稳定性好、精度高，并
38、能用磨削的方法消除热处理引起的变形。2 .渐开线花键联接渐开线花键的齿廓为压力角a=30或45。的渐开线，如图6-48所示。与矩形花键相比，渐开线花键齿根较厚，齿根圆角较大，应力集中小，承载能力大，寿命长；其加工方法与齿轮加工相同，工艺性较好，易获得较高的精度和互换性。渐开线花键的定心方式为齿形定心，定心精度高,且可自动定心。所以渐开线花键联接一般用于载荷较大，定心精度要求较高以及尺寸较大的联接。键：dm=-渐开线花键：d/df；*为分度圆直径，单位为mm；b为许用挤压应机2mJjp力，其值可查表6-18,0为许用压力，其值可查表6-18,单位为MPa。表6-18花键联接的许用挤压应力b.和许
39、用压强0单位为MPa许用应力联接工作方式使用和制造情况齿面未经热处理齿面经热处理不良35504070P静联接中等60-100100140良好80120120200不良15202535空载下移动的动联中等20303060接良好25404070lp不良3-10载荷作用下移动的中等5-15动联接良好-1020注：1）使用和制造情况不良是指受变载、有双向冲击、振动频率高和振幅大、润滑不良（对动联接）、材料硬度不高或精度不高等。2）同一情况下，b/或0的较小值用于工作时间长和较重要的场合。外花键和内花键通常用屈服极限不低于600MPa的钢制造，且常经热处理（特别是在载荷作用下需频繁移动的花键联接）以获得
40、足够的硬度和耐磨性。授课题i：第6章螺纹联接和螺旋传动第九节销联接第十节其它常用链接授课方式（请打J）理论课J讨论课口实验课口习题课口其他口课时安排2教学大纲要求：销联接的基本知识和其它常用联接的设计方法;了解其它常用联接的基本知识和设计方法。教学目的、要求（分掌握、熟悉、了解三个层次）：（1） 了解螺纹联接的形成、类型、特点和应用；（2） 了解常用螺纹联接件，熟悉螺纹联接的类型和应用；（3）掌握螺纹联接的防松。教学重点及难点：螺纹联接的类型和应用；螺纹联接的防松。作业：思考题：6-l6-4;习题课后总结分析：螺纹联接的形成、类型、特点和应用；常用螺纹联接件，熟悉螺纹联接的类型和应用；螺纹联接的防松。备注教学内容
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