【正文】 一種因壓力而引起的流動。由于油膜沿著 x方向各處的油壓都大于入口和出口的油壓，且壓力形成如圖 39b上部曲線所示的分布，因而能承受一定的外載荷。d）有足夠充足的供油量。（ 1）液體摩擦；（ 2）干摩擦；（ 3）混合摩擦；（ 4）邊界摩擦；34 采用含有油性和極壓添加劑的潤滑劑，主要是為了減小 。37 動力粘度 ?的國際單位制 (SI)單位為 。(4)帕 .秒()。傳動：起傳動作用的螺紋 。5）導程 S—— 同一條螺旋線相鄰兩牙的軸向距離；單線： S=t雙線： S=2t多線： S=ntn—— 頭數(shù)；右旋6）升角 ?：螺旋線與水平線夾角；ttSd2?S?d2?7）牙型角 ? 牙型斜角 ?8）牙的工作高度 h二、各種螺紋的特點、應用自鎖條件：升角 ??v（摩擦角）； 牙型斜角 ?越小越不容易加工。表 91圖緊定螺釘聯(lián)接（平底）書 P202表 91圖緊定螺釘聯(lián)接（帶頂尖）書 P202圖 94 將機架固定在地基上，坑里放石子、水泥，等干后，對好孔擰緊后就固定住了。因此，應從理論上找出預緊力和擰緊力矩之間的關系。QpSPFmax=?螺栓組受力分析 —— 求 Fmax 。（ 1）雙頭螺柱聯(lián)接；（ 2）螺栓聯(lián)接；（ 3）螺釘聯(lián)接；（ 4）緊定螺釘聯(lián)接；當兩個被聯(lián)接件之一太厚，不宜制成通孔，且需要經(jīng)常拆裝時，往往采用 。（ 1）增強聯(lián)接的可靠性和緊密性；（ 2）增加被聯(lián)接件的剛性；（ 3）減小螺栓的剛性；有一汽缸蓋螺栓聯(lián)接，若汽缸內(nèi)氣體壓力在 0～ 2Mpa之間循環(huán)變化，則螺栓中的應力變化規(guī)律為 。受軸向載荷的螺栓組聯(lián)接 圖 1為一受軸向總載荷 F?的汽缸蓋螺栓組聯(lián)接。 假設各螺栓所需要的預緊力均為 Qp，螺栓數(shù)目為 z，則其平衡條件為（靠摩擦力與外載荷平衡）：ks—— 防滑系數(shù)， ～ 。b)緊配 當采用緊配螺栓時，在轉(zhuǎn)矩 T的作用下，各螺栓受到剪切和擠壓作用，則各螺栓的剪切變形量與各該螺栓軸線到螺栓組對稱中心 O的距離成正比。在圖中左邊距底板翻轉(zhuǎn)軸線最遠的螺栓 1和 10的工作拉力最大，為： 一般來說，其他型式的螺栓受力也可這樣分析，其中有些還是上述四種的特例或組合。有兩種基本外載荷：軸向力和傾覆力矩，在傾覆力矩作用下，一邊受拉，另一邊受力減小，力臂最大處，載荷最大。用平行四邊形法則，預緊力小。七、失效分析、計算準則軸向、橫向載荷 —— 無論受何種形式；受軸向載荷：斷裂、塑性變形受橫向載荷：剪斷、壓潰斷裂剪斷壓潰失效計算準則對單個螺栓聯(lián)接而言，其受力的形式不外乎是受軸向力或受橫向力。例如起重吊鉤等的螺紋連接均屬此類。C）受預緊力和軸向外載Qp 和 FQ=?Qp+F工作載荷PF? 這種緊螺栓聯(lián)接承受軸向拉伸工作載荷后，由于螺栓和被聯(lián)接件的彈性變形，螺栓所受的總拉力并不等于預緊力和工作拉力之和。此時，螺栓和被聯(lián)接件都不受力，因而也不產(chǎn)生變形。 圖 919c是承受工作載荷時的情況。因而，總壓縮量為?m?=?m－ ??。 上述的螺栓和被聯(lián)接件的受力和變形關系，還可以用線圖表示。力變形Qp?b?b力變形Qp?m?m 如圖 920d所示，當聯(lián)接承受工作載荷 F時，螺栓的總拉力為 Q，相應的總伸長量 ?b+??；被聯(lián)接件的壓縮力等于殘余預緊力 Qp?，相應的總壓縮量為 ?m?=?m－ ??。推薦采用 Qp?為：對于有密封性要求的聯(lián)接： Qp?=（ ～ ） F；對于一般聯(lián)接，工作載荷穩(wěn)定： Qp?=（ ～ ） F；工作載荷不穩(wěn)定時： Qp?=（ ～ ） F；對于地腳螺栓聯(lián)接： Qp? ? F； 設計時，可先根據(jù)連接的受載情況，求出螺栓的工作拉力 F；再根據(jù)聯(lián)接的工作要求選取 Qp?值；然后按式（ 912）計算螺栓的總拉力 Q。梁的厚度為 25mm，搭板厚度為 15mm，梁上的橫向靜載荷 F∑=40kN， 梁與搭板接合面之間的摩擦因數(shù) f=，取過載系數(shù) Kf=，裝配時不控制預緊力，試分別按鋼制普通螺栓連接和鋼制鉸制孔用螺栓連接設計此連接，并確定連接件的規(guī)格。（ 1）被聯(lián)接件發(fā)生分離，聯(lián)結(jié)失效；（ 2）被聯(lián)接件即將發(fā)生分離，聯(lián)接不可靠；（ 3）聯(lián)接可靠，但不能再繼續(xù)加載；（ 4）聯(lián)接可靠，只要螺栓強度足夠，外載荷 F還可繼續(xù)增加到接近預緊力 F?的兩倍；1在下列四種具有相同公稱直徑和螺距并采用相同的配對材料的傳動螺旋副中，傳動效率最高的是 。（ 1）第一強度理論；（ 2）第二強度理論；（ 3）第三強度理論；（4）第四強度理論；1當采用鉸制孔用螺栓聯(lián)接承受橫向載荷時，螺栓桿受到 作用。I45??minM?minN最小拉應力（注意此時螺栓中的應力變化規(guī)律是 ?min保持不變）為：應力幅為： 設螺栓的工作應力點在 OJGI區(qū)域內(nèi)，則其應力線應與極限應力線 AG相交，則可仿下式校核螺栓危險截面的疲勞強度。螺栓。螺栓與孔壁之間無間隙，接觸表面受擠壓；在聯(lián)接結(jié)合面處，螺栓桿受剪切。力變形Qp?b?b?m?m??QFQp?0～ F螺栓中總拉力的變化螺栓工作拉力的變化圖 517承受軸向變載荷的螺栓聯(lián)接 如圖 921所示，當工作拉力在 0～ F之間變化時，螺栓所受的總拉力將在 Qp～ Q之間變化，則螺栓危險剖面的最大拉應力為：?0/2045? 45??a?mA?D?G?C45?試件零件?1?1/K?(?0/2,?0/2)(?0/2,?0/2K?) r=C?m=C?min=C0?a?mADGCMNM3180。（ 1）結(jié)合面之間的摩擦力；（ 2）螺栓的剪切和擠壓；（ 3）螺栓的剪切和被聯(lián)接件的擠壓；4311設計螺栓組聯(lián)接時，雖然每個螺栓的受力不一定相等，但對該組螺栓仍均采用相同的材料、直徑和長度，這主要是為了 。（ 1） ； （ 2） ； （ 3） ；（ 4） ；9 承受橫向載荷或旋轉(zhuǎn)力矩的緊螺栓聯(lián)接，該聯(lián)接中的螺栓 ?？紤]到螺栓在總拉力 Q的作用下；可能需要補充擰緊，故仿前將總拉力增加 30%以考慮扭轉(zhuǎn)剪應力的影響。由圖 920可得：式中 Cb、 Cm分別表示螺栓和被聯(lián)接件的剛度。由圖可見，在聯(lián)接尚未承受工作拉力 F時，螺栓的拉力和被聯(lián)接件的壓縮力都等于預緊力 Qp。 Qp?稱為殘余預緊力。與此同時，原來被壓縮的被聯(lián)接件，因螺栓伸長而被放松，其壓縮量也隨著減小。此時，螺栓受預緊力 Qp的拉伸作用，其伸長量為 ?b。 圖 919表示單個螺栓聯(lián)接在承受軸向拉伸載荷前后的受力及變形情況。如圖 918所示，當聯(lián)接承受工作載荷 F時，螺栓所受的工作拉力為 F，則螺栓危險截面的拉伸強度條件為：F??（拉應力）或式中： d1—— 螺栓危險截面的直徑， mm； [?]—— 螺栓材料的許用應力， Mpa；b)只受預緊力 緊螺栓聯(lián)接裝配時，螺母需要擰緊，在擰緊力矩作用下，螺栓除受預緊力 Qp的拉伸而產(chǎn)生拉伸應力外，還受螺紋摩擦力矩 T1的扭轉(zhuǎn)而產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)剪應力，使螺栓處于拉伸與扭轉(zhuǎn)的復合應力狀態(tài)下。八、單個螺栓的受力分析受軸向載荷a)松螺栓聯(lián)接 松螺栓聯(lián)接裝配時，螺母不需要擰緊。例題 4 試分析圖示電動機螺栓聯(lián)接中受哪幾種基本載荷？RVHHVMHVVMVHHT解：左、右翻，前、后翻。同時由三個螺栓來承受轉(zhuǎn)矩 T，每個螺栓F2。例題 1 平行，均勻分布?F支架 吊環(huán)解：例題 2 某鋼制吊架用螺栓組固定在水平鋼梁上，螺栓組由四個普通螺栓組成。 如圖所示，用 ri、 rmax分別表示第 i個螺栓和受力最大螺栓的軸線到螺栓組對稱中心 O的距離； Fi、 Fmax分別表示第 i個螺栓和受力最大螺栓的工作剪力，則得：上式可變形為：根據(jù)作用在底板上的力矩平衡的條件得：把 代入聯(lián)解以上兩式，可求得受力最大的螺栓的工作剪力為：受傾覆力矩 M機架地基M 在 M的作用下，軸線左邊的螺栓將受到工作拉力 F，而軸線右邊的螺栓的預緊力將減小。因此，每個螺栓所受的橫向工作剪力為：z—— 螺栓數(shù)目；受轉(zhuǎn)矩的螺栓組聯(lián)接Tr1r3r4 r2QpfQpf松配Tr1r3r4 r2QpfQpf緊配機架地基A）松配 當采用普通螺栓時，靠聯(lián)接預緊后在結(jié)合面間產(chǎn)生的摩擦力矩來抵抗轉(zhuǎn)矩 T。橫向載荷的作用線與螺栓軸線垂直，當采用普通螺栓聯(lián)接時，靠聯(lián)接預緊后在結(jié)合面間產(chǎn)生的摩擦力來抵抗橫向載荷。 進行螺栓組受力分析的目的是：求出受力最大的螺栓及其所受的力。（ 1）螺栓聯(lián)接；（ 2）螺釘聯(lián)接；（ 3）雙頭螺柱聯(lián)接；（ 4）緊定螺釘聯(lián)接；在擰緊螺栓聯(lián)接時，控制擰緊力矩有很多方法，例如 。（ 1）三角形螺紋；（ 2）梯形螺紋；（ 3）鋸齒形螺紋；（ 4）矩形螺紋；在常用的螺紋聯(lián)接中，自鎖性最好的螺紋是 。由 《 機械原理 》 可知，擰緊力矩 T等于螺旋副間的摩擦阻力矩 T1和螺母環(huán)形端面和被聯(lián)接件（或墊圈）支撐面間的摩擦阻力矩 T2之和，即：其中： kt—— 擰緊系數(shù)， ～ ； Qp—— 預緊力； d—— 螺栓的公稱直徑； 對于一定公稱直徑 d的螺栓，當所要求的預緊力 Qp已知時，即可按上式確定扳手的擰緊力矩 T。例如起重吊鉤等； P214螺紋零件精度等級 A、 B、 C： A級精度最高，通常用 C級；材料熱處理尺寸系列化標準化M10100（三角、中徑、長度）四、擰緊 在使用上，絕大多數(shù)螺紋聯(lián)接在裝配時都必須擰緊；預緊的目的在于增強聯(lián)接的可靠性和緊密性。其用途和雙頭螺柱聯(lián)接相似，但如經(jīng)常拆裝時，易使螺紋孔磨損，故多用于受力不大，或不需要經(jīng)常拆裝的場合。 常用的聯(lián)接螺紋要求自鎖性，故多用單線螺紋；傳動螺紋要求傳動效率高，故多用雙線或三線螺紋。 （ 1）隨之加大；（ 2）保持不變；（ 3）隨之減??；（4）增大還是減小或不變，視潤滑油性質(zhì)而定；311 當溫度升高時，潤滑油的粘度 。（ 1）密度 ?；（ 2）質(zhì)量 m；（ 3）相對密度 d；（ 4）速度 v；39 運動粘度 ?的國際單位制 (SI)單位為 。tqtqtqtqa) b)c) d)36 根據(jù)牛頓液體粘性定律，大多數(shù)潤滑油油層間相對滑動時所產(chǎn)生的切應力 ?與偏導數(shù) ?v/?y之間的關系是 。（ 1）摩擦理論；（ 2）磨損理論；（ 3）潤滑理論；（ 4）摩擦學；32 兩相對滑動的接觸表面，依靠吸附的油膜進行潤滑的摩擦狀態(tài)稱為 。如 V降低過多，油膜將無法支持外載荷，而使兩表面直接接觸，致使油膜破裂，液體摩擦也就消失。 在 ab(hh0)段， ?p/?x0，即壓力沿 x方向逐漸增大；而在 bc(hh0)段，即 ?p/?x0，這表明壓力沿 x方向逐漸降低。如果不提供壓力油的話，則油膜對外載荷無承載能力?，F(xiàn)從層流運動的油膜中取一微單元體進行分析。Pmax 油壓 P分布曲線a b c Vxy各油層的速度分布壓力油膜h0?p/?x0 ?p/?x=0 ?p/?x0h0 h=h0 hh0＋ Pmax －產(chǎn)生內(nèi)壓h=h0進 =出不產(chǎn)生油壓除非靠供應壓力油 進少、出多產(chǎn)生負壓（ a）由大口 ?小口 （ b）兩平板平行 （ c）由小口 ?大口圖 39兩相對運動平板間油層中的速度分布和壓力分布 流體動壓潤滑是依靠摩擦副的兩滑動表面作相對運動時把油帶入兩表面之間，形成具有足夠壓力的油膜，從而將兩表面隔開。 若用數(shù)學形式表示這一定律，即為：式中： ?—— 流體單位面積上的剪切阻力，即剪應力； dv/dy—— 流體沿垂直于運動方向（即沿圖 36中 y軸方向或流體膜厚度方向