螺纹连接受力分析

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 、

2

D 、1

D 。

螺杆——外螺纹，大径、中径、小径分别为d 、

2

d 、1

d 。

1. 挤压强度

螺母一圈挤压面面积为2

D h π，螺杆一圈挤压面

积为2

d h π。

螺母挤压强度2[]p

p F F z A D h

πσ

=

=≤σ F/z

A

πD

πD

2πD

1

A

b

螺母的一圈沿大径展开F/z

A

πd

1

πd

2

πd

A

b

螺杆的一圈沿小径展开

[]

b σ：螺纹牙的许用弯曲应力，对钢材，

[]1~1.2[]b σσ=

2. 自锁性能

自锁条件v

ψψ≤，

其中，螺旋升角2

2

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 ψ

β

==， 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=

3. 螺杆强度

1、 实心

螺杆[]

2

1F

F =A d

4

σσπ=≤

2、 空心 按实际情况计算

3、 普通螺纹

[]22c 1F F F =

A H d d -446σσππ==≤??

???

c

d ：普通螺纹螺栓拉断截面，是一个经验值，

其经验计算公式为c

1H d

d 6

=-

其中，[]σ为材料的许用拉应力，[]s

n σσ=，s

σ为屈服应力，为安全系数，一般取3～5。

二、 螺栓连接强度

4. 预紧力计算：

一般，螺栓预紧应力可达到材料屈服应力的50%~70%。

T ：预紧力矩，0

T K F d =??，K 为拧紧力系数，

d

为螺纹公称直径， 0F ：预紧力，0

0s

F

A σ=?

σ：预紧应力，0

0.5~0.7s

σ

σ=，s

σ为材料屈服应

力

s A ：螺纹部分危险剖面的面积，24

s

s A

d π=?

s

d ：螺纹部分危险剖面的计算直径，

()23s d d d =+，3

16

d

d H =-，

5. 松螺栓连接

松螺栓连接，工作载荷F ，螺栓危险截面强

度[]

2

1F

F

=A d

4

σσπ=≤

6. 紧螺栓连接

紧螺栓连接，无工作载荷时。

螺栓危险截面拉伸应力0

21

F =d 4σπ，危险截面扭

转切应力

()020

232

111tan 2tan tan 20.5161tan tan 4

V V V F d F d d d d ψψψψτσπψψπ+?+=

=??≈-?

根据第四强度理论，螺栓预紧状态下，

螺栓危险截面计算应力

()2

2220

211.3330.5 1.3[]

4

ca F d σστσσσσπ=+=+≈=

≤

紧螺栓连接，有轴向工作载荷。

螺栓受力4个量，预紧力0

F ，工作载荷F ，

残余预紧力1

F ，受载时螺栓总拉力2

F 。

螺栓和被连接件的受力与变形关系，如图。

（1） 受载前，螺栓仅受预紧力0

F 即为

螺栓拉力，被连接件压力为0

F 。

仅受预紧力时，螺栓伸长量为b

λ，被连

接件压缩量为m

λ。

F 0

F

F 1

F 2

F

max

λ b

Δλ

λ'm

λ m

F

λ

θ b

θ m

ΔF

O m

O b

其中，螺栓刚度0

tan b

b

b

F C θλ=

=，被连接件刚

度0

tan m

m

m

F C

θλ=

=。

（2） 受载后，被连接件压力为1

F ，螺栓总拉力2

10F

F F F F

=+=+?。

螺栓继续伸长λ? ，总伸长量为b

λλ

+?。

被连接件因螺栓伸长而放松，压缩量减

小λ?，总压缩量为m

λλ

-?。

工作载荷F 继续增大，被连接件的压缩

变形完全消失时0

m

λ

=，被连接件压力

10

F =，螺栓总拉力达到max

F ，为保证连接

的紧密性，防止被连接件间产生缝隙，故要求1

0F >。

（3） 预紧系数0

01

f

F K F F =

-，螺栓的相对

刚度b K

b m

C C

C C =

+。

由几何关系求得， 螺栓拉力增量K

F C

F

?=?，

螺栓预紧力()()0

1

1

1K

F F F F F C F =+-?=+- 螺栓总拉力2

00K F

F F F C F

=+?=+?

（4） 设计步骤：根据连接的受载情况，求螺栓工作拉力F ；根据连接的工

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。

螺纹连接受力分析

螺纹连接受力分析 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 螺母——内螺纹，大径、中径、小径分别为 D 、 D 2、D 1。 螺杆——外螺纹，大径、中径、小径分别为 d 、d 2、 d 1。 1. 挤压强度 螺母 螺母挤压强度 螺杆挤压强度 p 为挤压应力， 2. 剪切强度 螺母剪切面面积为 螺母，剪切强度 D 2h ，螺杆一圈挤压面积为 F Fz [ p ] A D 2h F Fz [ p ] A d 2h p ] 为许用挤压应力。 Db ，螺杆剪切面面积 d 1b 。 F Fz [] A Db p p [ d 2 h 。 F z ，作用在中径上。 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Fz d1b [] 3. 4. 5. [ ] 0.6[ ] ，[ 安全系数，一般取 弯曲强度 为材料许用拉应力， n s 为材料屈服应力。 3～5。 危险截面螺纹牙根部， 螺母， 螺杆， 其中， 弯曲强度 弯曲强度 A - A 。 L ：弯曲力臂，螺母 M ：弯矩，螺母M W ：抗弯模量，螺母 3Fh Db2z 3Fh d1b2z L D D2，螺杆 2 FDD L z2 D 6 b 2，螺杆 6 [ b] ：螺纹牙的许用弯曲应力，对钢材， 自锁性能 自锁条件 其中，螺旋升角 当量摩擦角 d d2 2 2，螺杆M F b] S np arctan arctan ，螺距、 d2 d2 arctan f v arctan cos F d d2 z2 d1b2 1 ~ 1.2[ 导程、线数之间关系：S= np ； ，当量摩擦系数f v cos f 为螺旋副的滑动摩擦系数，无量纲，定期润滑条件下，可取 为牙侧角，为牙型角的一半， 螺杆强度 1、实心 0.13～0.17；

螺纹连接受力分析(优质严制)

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 。 F/z A πD πD 2πD 1 A b 螺母的一圈沿大径展开F/z A πd 1 πd 2 πd A 螺杆的一圈沿小径展开 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=

螺纹紧固扭矩-拉关系实验方法

作者：张德利 文章来源：网络 ６－３－１３９：３３：５１ 螺纹紧固件扭－拉关系试验方法标准 在螺纹紧固件的使用中应用的较广泛的是螺栓－螺母连接副的形式，应用的较多的是有预紧力的连接方式，预紧力的连接可以提高螺栓连接的可靠性、防松能力及螺栓的疲劳强度，并且能增强螺纹连接体的紧密性和刚度。在螺纹紧固件的连接使用中，没有预紧力或预紧力不够时，起不到真正的连接作用，一般称之为欠拧；但过高的预紧力或者不可避免的超拧也会导致螺纹连接的失败。众所周知，螺纹连接的可靠性是由预紧力来设计和判断的，但是，除在实验室可以测量外，在装配现场一般是不易直观的测量。螺纹紧固件的预紧力则多是采用力矩或转角的手段来达到的。因此，当设计确定了预紧力之后，安装时采用何种控制方法？如何规定拧紧力矩的指标？则成为关键重要问题，这就提出来了螺纹紧固件扭（矩）－拉（力）关系的研究课题。 螺纹紧固件扭－拉关系，不仅涉及到扭矩系数、摩擦系数（含螺纹摩擦系数和支撑面摩擦系数）、屈服紧固轴力、屈服紧固扭矩和极限紧固轴力等以一系列螺纹连接副的紧固特性的测试及计算方法，还涉及到螺纹紧固件的应力截面积和承载面积的计算方法等基础的术语、符号的规定。并且也还必须给出螺纹紧固件紧固的基本规则、主要关系式以及典型的拧紧方法。目前，这些内容 ＩＳＯ／ＴＣ２尚无相应的标准，德国工程师协会早在七十年代就发表了ＤＶＩ２２３０《高强度螺栓连接的系统计算》技术准则。日本也于１９８７和１９９０年发布了三项国家标准，尚未查到其他国家的标准。国内尚未发现相应的行业标准，仅少数企业制定了企业标准。尤其是随着引进技术的国产化不断的拓展和螺纹紧固件技术发展的需要，这一需求日趋迫切。这也就是制定此项标准的初衷。 日本国家标准ＪＩＳＢ１０８２－１９８７《螺纹紧固件应力截面积和承载面积》、ＪＩＳＢ１０８３－１９９０《螺纹紧固件紧固通则》及ＪＩＳＢ１０８４－１９９０《螺纹紧固件拧紧试验方法》三个标准，概括了国际上有关螺纹紧固件扭－拉关系的研究成果和应用经验，根据标准验证，对我国也是适用的。因此，在制定标准时，在充分消化、分析日本标准的基础上，提出了等效采用的意见。 因此，本系列标准也包括了下列三个国家标准： １、ＧＢ／Ｔ１６８２３．１－１９９７《螺纹紧固件应力截面积和承载面积》； ２、ＧＢ／Ｔ１６８２３．２－１９９７《螺纹紧固件紧固通则》； ３、ＧＢ／Ｔ１６８２３．３－１９９７《螺纹紧固件拧紧试验方法》 一、ＧＢ／Ｔ１６８２３．１－１９９７《螺纹紧固件应力截面积和承载面积》

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

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

螺纹紧固力工艺规范

螺纹紧固工艺规范 1适用范围 本规范适用于我公司各种产品常见螺纹连接的装配。 本规范可作为工艺人员编制工艺文件、生产现场进行工艺控制以及生产部门准备螺纹连接工具的依据；同时可作为产品螺纹连接可靠性检验以及进行工具申购和发放的参考。 说明： 功率器件的安装要求应按照DMBM0.054.121G《功率器件安装通用工艺规范》及 DMBM0.072.001G《IGBT和SCR器件装配通用工艺规范》执行。 2引用标准、规范、参考书目及试验报告 本规范的制订主要依赖于一系列的试验结果、实践验证和理论计算，同时参考了国内外一些电子厂家的螺钉紧固数据。所使用的资料如下： 2.1试验报告 略。 2.2标准规范 GB944.1-85 螺钉用十字槽 JISB1012-97 Cross Recesses for Screws GB4943-1995 信息技术设备（包括电气事务设备）的安全 GB5267-85 螺纹紧固件电镀层 GB5779.1-86 紧固件表面缺陷-螺栓、螺钉和螺柱-一般要求 GB90-85 紧固件验收检查，标志和包装

Q/EFIOS.005-98 超艺螺丝工业有限公司标准——十字槽自攻螺钉 GB3098.5-86 紧固件机械性能自攻螺钉 GB/T3098.2-2000 紧固件机械性能螺母粗牙螺纹 MECHANICAL FASTENING WORKMANSHIP STANDARD MDST-7472-005 2.3书目 《机械设计手册》第3卷机械工业出版社汪恺主编 《机械设计手册》第2卷机械工业出版社徐灏主编 《紧固件连接设计手册》国防工业出版社 《无线电整机装配工艺基础》天津科学技术出版社 3术语与约定 3.1说明 对本规范中的部分术语加以解释。 由于不同厂商、不同地区对一些相同的事物有不同的称谓，并可能已经应用在各种文件中，为避免产生歧义和误解，在本文中对一些称谓进行约定，在工作中应以本约定统一称谓。

ansys螺栓预紧力分析

螺栓紧固面的预紧分析 命令流： /prep7 /title, Sample application of PSMESH et,1,92 mp,ex,1,1e7 mp,alpx,1,1.3e-5 mp,prxy,1,0.30 mp,ex,2,3e7 mp,alpx,2,8.4e-6 mp,prxy,2,0.30 tref,70 /foc,,-.09,.34,.42 /dist,,.99 /ang,,-55.8 /view,,.39,-.87,.31 /pnum,volu,1 /num,1 cylind,0.5,, -0.25,0, 0,180 cylind,0.5,, 1,1.25, 0,180 cylind,0.25,, 0,1, 0,180 wpoff,.05 cylind,0.35,1, 0,0.75, 0,180 wpoff,-.1 cylind,0.35,1, 0.75,1, 0,180 wpstyle,,,,,,,,0 vglue,all numc,all vplot mat,1 smrt,off vmesh,4,5 mat,2 vmesh,1,3 /pnum,mat,1 eplot psmesh,,example,,volu,1,0,z,0.5,,,,elems CM,lines,LINE /dist,,1.1 cmplot /solu eqslve,pcg,1e-8 asel,s,loc,y da,all,symm asel,all dk,1,ux dk,12,ux dk,1,uz sload,1,9,,force,100,1,2 /title,Sample application of PSMESH - preload only Solve 图一.应力云图 图二.应变云图

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。

螺纹联接副受力分析

螺纹联接副受力分析 图1 a ）、b ）、c ）示出了螺栓的三种线弹性受力状态。P Q 和b λ是预紧力及时应的螺 栓变形伸长量，m λ为P Q 下的垫板压缩量，F 为ＭＴＳ轴向试验载荷。当施加F 后，螺栓的受力从原来的P Q 增至Q ，对应的变形增量为Δλ，于是螺栓受拉时，原来被压缩的垫板， 因螺栓伸长而被放松，其压缩变形量也随之减小到m λ'，此时垫板压缩力由P Q 减至P Q '， P Q '为残余预紧力。根据材料力学的变形协调条件，垫板压缩变形的减小量m λ-m λ'应等于Δλ， 因而在残余预紧力P Q '下垫板的压缩总量m λ'=m λ-Δλ。显然螺栓的受力Q =P Q '+F 。 为直观地表达上述分析，图2以几何方式示出了螺栓与垫板的受力和变形协调关系。螺栓拉伸变形由坐标原点b Ο向右量起，垫板压缩变形由坐标原点m Ο向左量起。螺栓刚度 b b tg θC =，垫板刚度m m θtg C =。由图可见下面四个等式成立： P Q /b λ=b C （1） P Q /m λ=m C （2） P Q =P Q '+（F -ΔF ） （3） F C C C ΔF m b b += （4） 将（4）式代入（3）式可得螺栓的预紧力为：

F C C C Q Q m b m P P ++ '= （5） 由图可知Q =P Q +ΔF ，再由（4）式可得螺栓总拉力为： F C C C Q Q m b b P ++= （6） 上式中m b b C C C +称为螺栓的相对刚度。 4 讨论 应力幅是影响预紧螺栓联接副疲劳性能的主要因素之一，试验结果表明，受轴向模拟载荷的预紧螺栓联接副，在最小应力不变的条件下，应力幅越小，则联接副越不易发生疲劳破坏。当联接副所受的试验载荷在0～F 之间变化时，则螺栓的总拉力将在P Q ～Q 之间变化。由（6）式可知，在保持预紧力P Q 不变的条件下，减小螺栓刚度C b 或增大垫板刚度C m 均可达到减小总拉力Q 的变化范围的目的。另外，试验结果表明，适当选用较大的预紧力对螺栓联接副疲劳性能是有利的。由（5）式可知，当P Q 较大时，可以保证联接副有足够的残余预紧力P Q '。 图3、图4及图5分别示出了单独降低螺栓刚度C b ，单独增大垫板刚度C m 及同时降低

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

螺纹连接件应力分析

螺纹联接件应力分析 美国ANSYS股份有限公司 上海代表处 R ?在工程、机械结构中螺栓--螺母联接是一种常用的紧固方式。零件很小，但受力情况比较复杂。为了能得到比较实用的结果，先 按如下过程分二步进行应力分析。 ?一、整体分析 ?包含对螺栓、螺母、夹板及相互之间的接触分析。模型规模较大，为了减少计算工作量，不考虑工件各处的圆角，另外略去螺母两端的过度圈，加载时先让其产生预紧拉力，再拧动螺栓，使其与实际受力，相对位移情况相同。 ?具体计算条件如下： ? 1. 螺纹直径5mm,螺距0.5mm，三角形螺纹。 ? 2. 紧固板厚4mm。 ? 3. 有效接触圈数7圈。 ? 4. 紧固扭距720N-mm。 ? 5. 所有接触面间摩擦系数0.15. ?具体模型的螺栓应力\位移,接触面间的压力,螺母,中间板的应力见图2～图6. ?由于单元划分较粗,螺纹底部的应力集中没有反映出来,因此应力数值偏低 R

?二、细节分析 –取出螺栓的一个径向切面进行细节分析，根据整体分析得到的螺栓中的拉应力和接触面压力来确定径向切片点上的压力。在螺纹底部 ，若不考虑圆角，则在相同的载荷情况下，应力与单元划分的大小 密切相关。从弹性力学的观点看，该点是一个应力奇点。理论应力 无限大，实际情况并否如此。因总有刀具圆角存在，圆角的大小决 定了该点的应力集中系数。先取刀具圆角为0.01mm 进行计算，为了 得到比较可靠的结果，对圆角圆弧线分别以２,4,6,8,10,12等分， 再划分单元，图７，图８表示单元划分情况，图９表示圆弧中点应 力随等分数的变化，可看到在１０等分、１２等分时最大应力结果 以基本不变，最后以１２等分时的结果为准。 ?具体计算时再分二种情况 –１. 螺母厚度４mm、有效螺牙７圈， –计算结果见图１０,１１,１２； – 2. 螺母厚度３mm。有效螺牙５圈， –计算结果见图１３，１４。 R 图1 螺栓几何模型 R

螺纹连接受力分析

螺纹连接受力分析

螺母挤压强度 F z ■: 螺纹连接受力分析 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。 螺母一一内螺纹，大径、中径、小径分别为D 、 1. 挤压强度 螺母一圈挤压面面积为"D 2 h ，螺杆一圈挤压面 积 为「ah o 螺杆一一外螺纹，大径、 中径、小径分别为d 、 螺母的一圈沿大径展开 d 2 、 d i o F/z ~A n D 螺杆的一圈沿小径展开

6为挤压应力， ⑺]为许用挤压应力。 2. 剪切强度 螺母剪切面面积为：:Db ，螺杆剪切面面积-：di b 螺母，剪切强度.拓二栏^[] A n Db []".6[二],[二]s 为材料许用拉应力，6为材料屈 7 n 7 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“存瞿十 螺杆，弯曲强度"加好十b] 7 W Jid 1b 2z 其中，L ：弯曲力臂，螺母L=￥，螺杆1.=号 M ：弯矩，螺母M=F L#乎，螺杆 螺杆挤压强度 F z 二 螺杆，剪切强度? F F z A 二

2 ■ : W :抗弯模量，螺母W二晋，螺杆心半

⑺］:螺纹牙的许用弯曲应力，对钢材，［6］ =1~1.2［叮 4.自锁性能 自锁条件I ＜匕, 其中，螺旋升角屮=arctan—=arcta，螺距、导程、 nd2兀d2 线数之间关系：S=np ； 当量摩擦角==arctan人=arctan—J，当量摩擦系数 cos P 7 cos - 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; '为牙侧角，为牙型角：的一半，，2 5.螺杆强度 1、实心 螺杆;:=^ = -F2 4W A nd1『4 2、空心 按实际情况计算 3、普通螺纹

螺纹连接20题

1．一厚度δ=12mm的钢板用4个螺栓固连在厚度δ1=30mm的铸铁支架上，螺栓的布置有（a）、（b）两种方案，如图所示。 已知：螺栓材料为Q235，[σ]=95MPa、[τ]=96MPa，钢板[σ]P=320MPa，铸铁[σ]P1=180MPa，接合面间摩擦系数f=0.15，可靠性系数K f =1.2，载荷FΣ=12000N，尺寸l=400mm，a=100mm。 托架螺栓组联接 （1）试比较哪种螺栓布置方案合理？ （2）按照螺栓布置合理方案，分别确定采用普通螺栓连接和铰制孔用螺栓连接时的螺栓直径。 解题分析：本题是螺栓组连接受横向载荷和旋转力矩共同作用的典型例子。解题时，首先要将作用于钢板上的外载荷FΣ向螺栓组连接的接合面形心简化，得出该螺栓组连接受横向载荷FΣ和旋转力矩T两种简单载荷作用的结论。然后将这两种简单载荷分配给各个螺栓，找出受力最大的螺栓，并把该螺栓承受的横向载荷用矢量叠架原理求出合成载荷。在外载荷与螺栓数目一定的条件下，对不同的螺栓布置方案，受力最大的螺栓所承受的载荷是不同的，显然使受力最大的螺栓承受较小的载荷是比较合理的螺栓布置方案。若螺栓组采用铰制孔用螺栓连接，则靠螺栓光杆部分受剪切和配合面间受挤压来传递横向载荷，其设计准则是保证螺栓的剪切强度和连接的挤压强度，可按相应的强度条件式，计算受力最大螺栓危险剖面的直径。若螺栓组采用普通螺栓连接，则靠拧紧螺母使被

连接件接合面间产生足够的摩擦力来传递横向载荷。在此情况下，应先按受力最大螺栓承受的横向载荷，求出螺栓所需的紧力；然后用只受预紧力作用的紧螺栓连接，受拉强度条件式计算螺栓危险剖面的直径d1；最后根据d1查标准选取螺栓直径d，并根据被连接件厚度、螺母及垫圈厚度确定螺栓的标准长度。 解题要点： 1．螺栓组连接受力分析 （1）将载荷简化 将载荷FΣ向螺栓组连接的接合面形心O点简化，得一横向载荷FΣ=12000N和一旋转力矩T=F 6N·mm（图解一）。 Σl=12000×400=4.8×10 （2）确定各个螺栓所受的横向载荷 在横向力FΣ作用下，各个螺栓所受的横向载荷F s1大小相同，与FΣ同向。 F s1=FΣ/4=12000/4=3000 N 而在旋转力矩T作用下，由于各个螺栓中心至形心O点距离相等，所以各个螺栓所受的横向载荷F S2大小也相同，但方向各垂直螺栓中心与形心O的连线（图解二）。

对螺纹联接预紧力控制方法

对螺纹联接预紧力控制方法 现代机械和各种工程结构中广泛采用螺纹联接，螺纹联接轴向预紧力的大小直接影响着螺纹联接的质量。在螺纹联接理论基础上，介绍并分析了5种抽向预紧力的控制方法及其特点，供相关技术人员有选择地使用。 1 引言 螺纹联接可以获得很大的联接力，并且装拆方便可靠。螺纹联接制造方便，标准化程度高，品种多，能适应各种不同的工作条件，因此，在机械和各种工程结构中广泛采用螺纹联接。绝大多数螺纹联接在安装时都必须拧紧，使被联接件受到压缩，同时螺栓受到拉伸，这种在螺栓承受工作载荷之前受到的力称为预紧力。预紧的目的是为了提高联接的可靠性、紧密封和防松能力。对于承受轴向拉力的螺纹联接，还能提高螺纹的疲劳强度。对于承受横向载荷的普通螺纹联接，可以增大联接中接合面间的摩擦力。预紧力的适当控制又是确保螺纹联接质量的关键。预紧力过小，将导致联接松动而失效，预紧力过大，将导致装配时或偶然过载时螺栓过度屈服而产生早期断裂。在许多产品的装配中，控制预紧力的方法是凭工人的经验和感觉。实践表明，一个技术熟练的工人凭感觉拧紧螺栓，其预紧力误差可能高达士40%。所以必须有一套控制和测量预紧力的方法。 2 预紧力的控制方法 (1) 力矩法 预紧力与拧紧力矩的关系:预紧力的大小，由施加的扳手力矩大小来控制。以螺栓联接为例，螺栓联接的拧紧力矩指达到要求预紧力时的扳手力矩。拧紧螺母时，加在扳手上的力矩T，用来克服螺纹牙间的阻力矩T;和螺母支承面上的摩擦阻力矩兀，

即T= T ,+几。 对于 M1 0一M68的粗牙普通螺纹，无润滑时有如下近似关系 T= 0 . 2F d式中 F—预紧力，N; d—螺纹大径，nim0 预紧力的大小根据螺栓组受力和联接的工况要求决定。一般规定螺 纹联接件的预紧力不得大于其材料屈服极限的80% ，推荐预紧力为其材料屈服极限的50% 一70%.力矩控制法就是根据轴向预紧力F 与拧紧力矩T的关系，确定拧紧力矩。用力矩扳手控制拧紧力矩时，可以借助测力矩扳手或定力矩扳手。这种方法是目前国内应用最广 泛的一种控制方法。但根据多种资料及试验结果显示，这种方法可 能会产生土25%的预紧力误差。由于联结螺纹不可避免地存在制造误差，使批量生产中的螺纹尺寸、形状存在差异;有时甚至存在铁屑、沙粒、碰伤等缺陷;批量装配中涂敷润滑剂的多少及拧紧速度、温度不相同等因素，摩擦阻力不能保持恒定，所以使联接力的精度仅为20%一30%。该方法仅可在对轴向预紧力精度要求不高的场合采用。 (2) 螺母转角法 螺纹副多数要承受交变应力，因此螺纹联接件的疲劳强度很重要。 当前先进的螺纹拧紧工艺，推荐螺栓应拧紧到屈服极限或塑性变形区，这一措施将会大幅度提高螺栓副的疲劳强度。然而“扭矩法” 控制难以做到使螺栓副预紧到屈服极限或塑性变形区。 具体做法是，先将螺母拧紧到与被联接件贴紧后，然后再用扳手旋 紧规定的角度p。在初步拧紧时，消除了螺母和被联接件之间的间隙，在最后拧紧时用角度中来保证螺栓的伸长变形量S，从而保证 预期的预紧力。lp的大小和螺栓、螺母及被联接件的材料、尺寸有关，同时还要考虑螺栓的弹性变形以及初步拧紧时的紧度。该法获 得的轴向预紧力除受联接系统刚度影响外，几乎不受联接件制造误

螺纹连接受力分析

螺纹连接受力分析公司标准化编码 [QQX96QT-XQQB89Q8-NQQJ6Q8-MQM9N]

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～； β为牙侧角，为牙型角α的一半，2βα=

螺纹预紧力分析

1、 螺纹预紧力计算 预紧力矩m N d P K M t ????=-3010（1.1）; As P ?=00σ 42 ds As ?=π 23 2d d ds += 6 13H d d -= s σσ)7.0~5.0(0= K ：预紧力系数 d:螺纹公称直径 P 0：预紧力 As:应力截面积 d 1:外螺纹小径 H:螺纹原始三角形高度 d 2:外螺纹中径 d 3:螺纹的计算直径 H ：螺纹牙的公称工作高度 s σ：材料的屈服极限N/mm 2 K 值表 s σ值表 通过公式(1.1),预紧力矩的大小与螺纹摩擦表面状况、材料、螺纹牙形等有关。对于摩擦表面状况的量化，采用预紧力系数K 。K 的取值与加工处理情况以及润滑等情况有关，表面越有利减小摩擦，K 值越小。预紧力大小与材料、螺纹牙形有关；预紧力计算用 σ0为材料屈服极限的0.5-0.7;螺纹牙形影响应力截面积大小。

CAK6136C 机床主轴选用锁紧螺母，前锁紧螺母g M 65.185??，后锁紧螺母g M 65.168??，材料为45#，屈服强度为MPa 355≥，抗拉强度MPa 600。目前，主轴装配时预紧力矩，前锁紧预紧力矩为m N 250?，后锁紧预紧力矩为m N ?200~150。根据公式（1.1）得到N d K M P t 3010-??=，求得预紧力kN P 25.1224.0085.0250 0≈?=前，kN P 2.251~19.924 .0068.0200~1500≈?=后。 2.轴承 2.1轴承结构分析 轴承一般由内圈、外圈、衬套（内衬）、滚动体等部分组成。轴承工作时，内圈（外圈）固定，滚动体旋转滚动，与内圈、外圈以及衬套摩擦。滚动体滚动越容易，摩擦越小；反之越大，形成摩擦热，随着转动进行，摩擦加剧，影响轴承寿命。 2.2轴承摩擦热 1) 润滑 润滑剂要适量，过多过少都会对轴承运转产生影响。过多会使得轴承滚动体运转空间狭小，使在轴承内部压力过大，过少润滑不充分。采用润滑脂在一定程度上可以吸热，给轴承降温，润滑脂由固态转为液态，同时要求密封较好，保证润滑剂不泄露。 2) 游隙 轴承在运转过程中，游隙小，使得轴承各摩擦面正压力增大，摩擦热功率增大。为轴承发热的主要原因。 3) 安装形状 轴承安装过程中，使轴、轴承座等同轴度不好，轴存在变形应力，跳动大，局部摩擦大。

螺纹紧固件拧紧力矩

中华人民共和国汽车行业标准 汽车用螺纹紧固件拧紧力矩规范 本标准适用于碳素钢或合金钢制造的螺纹直径为6-20㎜、6级精度以上的汽车用一般螺栓、螺钉、螺柱和螺母的紧固。其螺纹尺寸及公差按GB 193-1981《普通螺纹直径与螺距系列》、GB 196-1981《普通螺纹基本尺寸》和GB 197-1981《普通螺纹公差与配合》标准的规范；螺栓、螺钉、螺柱和螺母机械性能，螺栓、螺钉、螺柱与螺母被拧入基体件强度级别的组合按GB3098-1982《紧固件机械性能》标准的规定。 本标准不适用于承受交变载荷或加润滑剂装配的螺栓、螺钉、螺柱和螺母的紧固件，以及紧定螺钉和类似的不规定抗拉强度的螺纹紧固件。 1、汽车用螺纹紧固件拧紧力矩 国家机械工业局1999-03-15批准实施

附录 螺纹紧固件的拧紧力矩 在拧紧螺母时，其拧紧扭矩M 需要克服被旋合螺纹间的摩擦力矩和螺母与被联接件（或垫圈）支承面之间的摩擦力矩，并使联接产生预紧力P 。，它们的关系为 M=KP 。d ×10-3 式中：M ——拧紧扭矩，N ·m K ——拧紧扭矩系数； P 。——预紧力，N ； d ——螺纹直径，㎜。 要想得到规定的预紧力，应进行的量的实验求出拧紧扭矩系数的实际数值，通过以上的关系计算，把一定大小的扭矩施加到螺母上就能得到。 通过实验和数学分析得出，汽车用普通螺纹紧固件拧紧扭矩系数的平均值为0.284。对于表1-表4中未规定的各级机械性能的螺纹紧固件的拧紧扭矩，可按（A2）、（A3）、（A5）经验公式计算确定。 螺纹紧固件最大拧紧扭矩为 M max =0.170σs A s d ×10-3 式中M max ——最大拧紧扭矩，N ·m σs ——螺纹紧固件的屈服强度N/mm 2； A s ——螺纹部分有效面积，mm 2。 A S =（4π 2 32d d +）2 式中：d 2——螺纹中径，㎜； d 3=d 1－H/6，㎜； d 1——螺纹小径，㎜； H=0.866p ，㎜； p ——螺距，㎜。 螺纹紧固件标准拧紧扭矩为 M=0.142σs A s d ×10-3 螺纹紧固件最小拧紧扭矩为 M min =0.114σs A s d ×10-3 式中：M min ——最小拧紧扭矩，N ·m 。