1、分别在这三种简单载荷作用下可能发生的失效，即：在横向载荷的作用下，托架产生下滑；在轴向载荷和倾覆力矩的作用下，接合面上部发生分离；在倾覆力矩和轴向载荷的作用下，托架下部或立柱被压溃；受力最大的螺栓被拉断（或塑性变形）。由上述失效分析可知，为防止分离和下滑的发生，应保证有足够的预紧力；而为避免托架或立柱被压溃，又要求把预紧力控制在一定范围。因此，预紧力的确定不能仅考虑在横向载荷作用下接合面不产生相对滑移这一条件，还应考虑接合面上部不分离和托架下部或立柱不被压溃的条件。同时，要特别注意此时在接合面间产生足够大的摩擦力来平衡横向载荷的不是预紧力F，而是剩余预紧力F。螺栓所受的轴向工作载荷是由螺栓组连
2、接所受的轴向载荷和倾覆力矩来确定的。显然，对上边两个螺栓来说，由螺栓组连接所受的轴向载荷和倾覆力矩所产生的轴向工作载荷方向相同，矢量叠加后数值最在，是受力最大的螺栓。最后就以受力最大螺栓的轴向工作载荷和预紧力确定螺栓所受的总拉力F0，根据螺栓的总拉力F0计算螺栓的直径尺寸，以满足螺栓的强度。解题要点：1螺栓组受力分析如图所示，载荷F的可分解为横向载荷 N（铅垂向下）轴向载荷 N（水平向右）把、Fy向螺栓组连接的接合面形心O点处简化，得到倾覆力矩 Nmm显然，该螺栓组连接受横向载荷Fy、轴向载荷和倾覆力矩M三种简单载荷的共同作用。 （1）确定受力最大螺栓的轴向工作载荷。在轴向载荷作用下，每个螺栓
3、受到的轴向工作载荷为 N而在倾覆力矩M作用下，上部螺栓进一步受到拉伸，每个螺栓受以的轴向工作载荷为 N显然，上部螺栓受力最大，其轴向工作载荷为 N（2）确定螺栓的预紧力F1）由托架不下滑条件计算预紧力F。该螺栓组连接预紧后，受轴向载荷作用时，其接合面间压力剩余预紧力F，而受倾覆力矩M作用时，其接合面上部压紧力减小，下部压紧力增大，故M对接合面间压紧力的影响可以不考虑。因此，托架不下滑的条件式为KfFy而 有 所以 将已知数值代入上式，可得 N2）由接合面不分离条件计算预紧力F可得 式中 A接合面面积，A=280（500-280）=61 600mm2；W接合面抗弯载面模量，即 mm3Z螺栓数目，
4、Z=4。其他参数同前。将已知数值代入上式，可得 N3）由托架下部不被压溃条件计算预紧力F（钢立柱抗挤压强度高于铸铁托架）。由可得 式中，为托架材料的许用挤压应力，=60MPa。其他参数同前。将已知数值入上式，可得=921 113 N综合以上三方面计算，取F=11 000N。2计算螺栓的总拉力F0这是受预紧力F作用后又受轴向工作载荷F作用的紧螺栓连接，故螺栓的总拉力为 N3确定螺栓直径式中为螺栓材料的许用拉伸应力，由题给条件知 =360/3=120MPa。所以 mm查GB196-81，取M16（d1=13.855mm12.757mm）。说明：该题也可先按托架不下滑条件确定预紧力F，然后校核托架上
5、部不分离和托架下部不压溃。3. 有一气缸盖与缸体凸缘采用普通螺栓连接，如图所示。已知气缸中的压力P在02MPa之间变化，气缸内径D=500mm，螺栓分布圆直径D0=650mm。为保证气密性要求，剩余预紧力（F为螺栓的轴向工作载荷），螺栓间距（d为螺栓的大径）。螺栓材料的许用拉伸应力=120MPa，许用应力幅MPa。选用铜皮石棉垫片，螺栓相对刚度，试设计此螺栓组连接。解题分析：本题是典型的仅受轴向载荷作用的螺栓组连接。但是，螺栓所受载荷是变化的，因此应先按静强度计算螺栓直径，然后校核其疲劳强度。此外，为保证连接的气密性，不仅要保证足够大的剩余预紧力，而且要选择适当的螺栓数目，保证螺栓间间距不致过
6、大。解题要点：1初选螺栓数目Z因为螺栓分布圆直径较大，为保证螺栓间间距不致过大，所以应选用较多的螺栓，初取Z=24。2计算螺栓的轴向工作载荷F（1）螺栓组连接的最大轴向载荷FQ：FQ= N（2）螺栓的最大轴向工作载荷F：FQ=16 362.5 N3计算螺栓的总拉力F016 632.5 =45 815 N4计算螺栓直径 mm=25.139mm查GB196-81，取M30（d1=26.211mm25.139mm）。5校核螺栓疲劳强度故螺栓满足疲劳强度。6校核螺栓间距实际螺栓间距为故螺栓间距满足连接的气密性要求。4. 起重卷筒与大齿轮用8个普通螺栓连接在一起，如图所示。已知卷筒直径D=4000mm，
7、螺栓分布圆直径D0=500mm，接合面间摩擦系数f=0.12，可靠性系数Ks=1.2，起重钢索拉力FQ=50000N，螺栓材料的许用拉伸应力=100MPa。试设计该螺栓组的螺栓直径。解题分析：本题是典型的仅受旋转力矩作用的螺栓组连接。 由于本题是采用普通螺栓连接，是靠接合面间的摩擦力矩来平衡外载荷旋转力矩，因此本题的关键是计算出螺栓所需要的预紧力F。而本题中的螺栓仅受预紧力F作用，故可按预紧力F来确定螺栓的直径。解题要点：1计算旋转力矩T Nmm2计算螺栓所需要的预紧力F由 得 将已知数值代入上式，可得50 000 Nmm3确定螺栓直径 mm查GB196-81，取M36（d1=31.670mm
8、28.768mm）。讨论：（1）此题也可改为校核计算题，已知螺栓直径，校核其强度。其解题步骤仍然是需先求F，然后验算。（2）此题也可改为计算起重钢索拉力FQ。已知螺栓直径，计算该螺栓所能承受的预紧力F，然后按接合面摩擦力矩与作用于螺栓组连接上的旋转力矩相平衡的条件，求出拉力FQ，即由得 5. 下图所示两种夹紧螺栓连接，图a用一个螺栓连接，图b用两个螺栓连接。已知图a与图b中：载荷FQ=2 000N，轴径d=60mm，截获FQ至轴径中心距离L=200mm，螺栓中心至轴径中心距离l=50mm。轴与毂配合面之间的摩擦系数f=0.5mm, 可靠性系数Ks=1.2，螺栓材料的许用拉伸应力=100MPa。
9、试确定图a和图b连接螺栓的直径d。解题分析：（见图解）夹紧连接是借助地螺栓拧紧后，毂与轴之间产生的摩擦力矩来平衡外载荷FQ对轴中心产生的转矩，是螺栓组连接受旋转力矩作用的一种变异，连接螺栓仅受预紧力F的作用。因为螺栓组连接后产生的摩擦力矩是由毂与轴之间的正压力FN来计算，当然该正压力FN的大小与螺栓预紧力F的大小有关，但若仍然按照一般情况来计算则会出现错误。在确定预紧力F与正压力FN的关系时，对于图a可将毂上K点处视为铰链，取一部分为分离体；而对于图b可取左半毂为分离体。F与FN之间的关系式确定后，再根据轴与毂之间不发生相对滑动的条件，确定出正压力FN与载荷FQ之间的关系式，将两式联立求解，便
10、可计算出预紧力F之值，最后按螺栓连接的强度条件式，确定出所需连接螺栓的直径d。解题要点：1确定图a连接螺栓直径d（1）计算螺栓连接所需预紧力F将毂上K点视为铰链，轴对毂的正压力为FN，由正压力FN产生的摩擦力为fFN。取毂上一部分为分离体，对K点取矩，则有所以 （注意：此时作用于分离体上的力中没有外载荷FQ）而根据轴与毂之间不发生相对滑动的条件，则有所以 从而有 将已知数值代入上式，可得=20 000 N（2）确定连接螺栓的直径d该连接螺栓仅受预紧力F作用，故其螺纹小径为 mm查GB196-81，取M24（d1=20.752mm18.195mm）。2.确定图b连接螺栓直径d(1)计算螺栓连接所
11、需预紧力F取左半毂为分离体, 显然, F=FN/2。而根据轴与毂之间不发生相对滑动的条件，则有所以 从而有 将有关数值代入上式，可得= N（2）确定连接螺栓的直径d该连接螺栓仅受预紧力F的作用，故其螺纹小径为 mm查GB196-81，取M30（d1=26.211mm21.009mm）。说明：这里查取的连接螺栓直径d是按第一系列确定的；若按第二系列，则连接螺栓的直径d为M27（d1=23.752mm）。6. 图示弓形夹钳用Tr285螺杆夹紧工作，已知压力F=40 000N，螺杆末端直径d0=20mm，螺纹副和螺杆末端与工件间摩擦系数f=0.15。（1）试分析该螺纹副是否能自锁；（2）试计算拧紧力
12、矩T。解题要点：（1）GB 5796.1-86查得Tr285梯形螺纹的参数如下：大径d=28mm；中径d2=25.5mm；螺距p=5mm。又知该螺纹为单线，即线数n=1，所以螺旋升角而当量摩擦角已知f=0.15, =a/2=15，所以得显然，故该螺纹副能自锁。（2）因为控紧螺杆既要克服螺纹副间的摩擦力矩T1，又要克服螺杆末端与工件间的摩擦力矩T2，故拧紧力矩T= T1+ T2螺杆末端与工件间的摩擦相当于止推轴颈的摩擦，其摩擦力矩Nmm=4000Nmm故得 T= T1+ T2=（112 112+40000）Nmm=152 112 Nmm7. 图示为一螺旋拉紧装置，旋转中间零件，可使两端螺杆A和B
13、向中央移近，从而将被拉零件拉紧。已知：螺杆A和B的螺纹为M16（d1=13.385mm），单线；其材料的许用拉伸应力=80MPa；螺纹副间摩擦系数f=0.15。试计算允许施加于中间零件上的最大转矩Tmax，并计算旋紧时螺旋的效率。解题分析：由题给条件可知；旋转中间零件，可使两端螺杆受到拉伸；施加于中间零件上的转矩T愈大，两端螺杆受到的轴向拉力F愈大；而螺杆尺寸一定，所能承受的最大轴向拉力Tmax则受到强度条件的限制，因此，对该题求解时首先应按强度条件式，计算出Tmax；然后由Tmax计算螺纹副间的摩擦力矩T1max；最后求出允许旋转中间零件的最大转矩Tmax。解题要点：（1）计算螺杆所能承受的
14、最大轴向拉力Tmax由 得F由 Tmax=9 251 N（2）计算螺纹副间的摩擦力矩Tmax由GB196-81查得M16螺纹的参数如下：大径d=16mm; 中径d2=14.701mm; 螺距p=2mm; 单线，即线数n=1。所以螺旋升角而当量摩擦角已知f=0.15, =/2=30, 所以得所以 螺纹副间的最大摩擦力矩T1max= Nmm=14 834 Nmm（3）计算允许施加于中间零件上的最大转矩Tmax因为施加地中间零件上的转矩要克服螺杆A和B的两种螺纹副间摩擦力矩，故有Tmax=2 T1max= 214 834=29 668 Nmm（4）计算旋紧时螺旋的效率因为旋紧中间零件转一周，做输入功
15、为Tmax2，而此时螺杆A和B各移动1个导程mm=2mm，做有用功为2Fmaxl，故此时螺旋的效率为或按公式 8. 有一升降装置如图所示，螺旋副采用梯形螺纹，大径d=50mm; 中径d2=46mm; 螺距p=8mm; 线数n=4，去承面采用推力球轴承。升降台的上下移动处采用导滚轮，它们的摩擦阴力忽略不计。设承受截FQ=50 000N，试计算：（1）升降台稳定上升时的效率，已知螺旋副间摩擦系数f=0.1。（2）稳定上升时施加于螺杆上的力矩。（3）若升降台以640mm/min上升，则螺杆所需的转速和功率。（4）欲使升降台在截获FQ作用下等速下降，是否需要制动装置？若需要，则加于螺杆上的制动力矩是多
16、少？解题要点：（1）计算升降台稳定上升时的效率该螺纹的螺旋升角为而螺旋副的当量摩擦角为故得效率（2）计算稳定上升时施加地螺杆上的力矩TT=FQ（3）计算螺杆所需转速n和功率p按题给条件，螺杆转一周，升降台上升一个导程L=np=48=32 mm，故若升降台以640mm/min的速度上升，则螺杆所需转速为n=（64032）=20 r/min计算螺杆所需功率P，有如下三种方法：1）第一种计算方法：按螺杆线速度及圆周力Ft确定螺杆所需功率P。曲 m/s及 N可得 2）第二种计算方法：按同一轴上功率P与转矩T、转速n之间的关系式，可得3）第三种计算方法：按升降台以速度 =640mm/mi上升时所需功率来
17、确定螺杆所需功率P，即而 m/s故得 kW（4）判断是否需要制动装置，计算制动力矩T。而，可知螺旋副不自锁，故欲使升降台在载荷FQ作用下等速下降，则必须有制动装置。施加于螺杆上的制动力矩为=132 551Nmm9. 试找出图中螺纹连接结构中的错误，说明原因，并绘图改正。已知被连接件材料均为Q235，连接件为标准件。（a）普通螺栓连接；（b）螺钉连接；（c）双头螺栓连接；（d）紧定螺钉连接。解题要点：（1）普通螺栓连接（图a）主要错误有：1）螺栓安装方向不对，装不进去，应掉过头来安装；2）普通螺栓连接的被联接件孔要大于螺栓大径，而下部被连接件孔与螺栓杆间无间隙；3）被连接件表面没加工，应做出沉头
18、座并刮平，以保证螺栓头及螺母支承面平整且垂直于螺栓轴线，避免拧紧螺母时螺栓产生附加弯曲应力；4）一般连接；不应采用扁螺母；5）弹簧垫圈尺寸不对，缺口方向也不对；6）螺栓长度不标准，应取标准长l=60mm；7）螺栓中螺纹部分长度短了，应取长30mm。改正后的结构见图解a。（2）螺钉连接（图b）主要错误有：1）采用螺钉连接时 ，被连接件之一应有大于螺栓大径的光孔，而另一被连接件上应有与螺钉相旋合的螺纹孔。而图中上边被连接件没有做成大地螺栓大径的光孔，下喧被连接件的螺纹孔又过大，与螺钉尺寸不符，而且螺纹画法不对，小径不应为细实践；2）若上边被连接件是铸件，则缺少沉头座孔，表面也没有加工。改正后的结构
19、见图解b。（3）双头螺柱连接（图c）。主要错误有：1）双头螺柱的光杆部分不能拧进被连接件的螺纹孔内，M12不能标注在光杆部分；2）锥孔角度应为120，而且应从螺纹孔的小径（粗实线）处画锥孔角的两边；3）若上边被连接件是铸件，则缺少沉头座孔，表面也没加工；4）弹簧垫圈厚度尺寸不对。改正后的结构见图解c。（4）紧定螺钉连接（图d）。主要错误有：1）轮毂上没有做出M6的螺纹孔；2）轴上未加工螺纹孔，螺钉拧不进去，即使有螺纹孔，螺钉能拧入，也需作局部剖视才能表达清楚。改正后的结构见图解d。六、习题参考答案1. 单项选择题1 A 2 A 3 B 4 A 5 A 6 D 7 B8 D 9 C 10 C 1
20、1 B 12 A 13 A 14 A15 C 16 B 17 C 18 C 19 B 20 B 21 D22 A 23 D 24 A2. 填空题25 60；连接；30；传动 26 螺旋升角小于当量摩擦角27 三角螺纹；管螺纹；矩形螺纹；梯形螺纹和锯齿形螺纹28 提高传动效率29 升角与头数30 螺纹副间摩擦力矩；螺母（或螺栓头）端面与被连接件支承面间的摩擦力矩之和31 防止螺杆与螺母（或被连接件螺纹孔）间发生相对转动（或防止螺纹副间相对转动）32 拉伸；扭剪33 拉伸；螺栓发生塑性变形或断裂34 ；35 预紧力；部分轴刊刊发过程撰写毕业论文，进行毕业设计最终答辩七、主要参考文献 1 陈静. 家
21、教管理系统的设计与实现D.山东大学,2011. 2 赵成丽. 网络信息系统可生存性的若干关键技术研究D.吉林大学,2013. 3 张红艳. 家教网的设计与实现D. 吉林大学,2012. 4 岳俊华. 大学生信息社区系统的设计与实现J. 中小企业管理与科技, 2013(36): 261-262. 5 张海超. 网络即时家教业务研究与系统设计J. 2014. 6 李海成. 家教信息管理系统的设计与实现D.电子科技大学,2011. 7 舒泉恺. 基于 ASP 的家教管理系统的设计与实现D.云南大学,2012. 8 韦春暖. 信息管理系统的设计与开发J. 考试周刊,2011,56:154-155. 9 项永明. 大学生家教系统的设计与实现D.吉林大学,2015 10 孙庆博、沈佳 . 基于ASP的网上家教信息系统的设计与实现j，2008八、指导教师意见 签名： 201 年 月 日九、开题审查小组意见 开题审查小组组长签名： 201 年
