《预紧力矩设计》PPT课件

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1、螺纹扭紧力矩设计目录一、螺纹连接扭紧力矩不当引发的后果二、螺纹连接扭紧力矩设计理论分析三、K－方法设计扭紧力矩一、螺纹连接扭紧力矩不当引发的后果整车设计中，螺纹联接质量的重要性已引起广泛的重视。螺纹联接的质量是保证整车质量的基础。绝大多数螺纹在联接时都要施加扭紧力矩预紧，目的在于增强联接的刚性、紧密性、防松及防滑。扭紧力矩的适当控制又是确保螺纹联接质量的关键。因为螺纹联接的扭紧力矩将对螺纹的总载荷、联接的临界载荷、抵抗横向载荷的能力和接合面密封能力等产生影响。过大或过小的预紧力均是有害的，所以预紧力的大小、准确度都十分重要

2、。从而使扭紧力矩的设计成为螺纹联接的重要问题之一。１、螺纹联接零件的静力破坏若螺纹紧固件拧得过紧，即扭紧力矩过大，则螺栓可能被拧断，联接件被压碎、咬粘、扭曲或断裂，也可能螺纹牙被剪断而脱扣。２、被联接件滑移、分离或紧固件松脱对于承受横向载荷的普通螺栓联接，扭紧力矩使被联接件间产生正压力，依靠摩擦力抵抗外载荷，因此，预紧力的大小决定了它的承受能力。若预紧力不足，被联接件将出现滑移，从而导致被联接件错位、歪斜、折皱，甚至紧固件被剪断。对于受轴向载荷的螺栓联接，扭紧力矩使接合面上产生压紧力，受外载荷作用后的剩余预紧力是接合面上工

3、作时的压紧力。预紧力不足将会导致接合面泄漏，如发动机漏气等，甚至导致被联接件分离。预紧力不足还将引起强烈的横向振动，致使螺母松脱。３、螺栓疲劳破坏大多数螺栓因疲劳而失效。减小预紧力虽然能使螺栓上循环变化的总载荷的平均值减小，但却使载荷变幅增大，因此，总的效果大多数是使螺栓疲劳寿命下降。二、螺纹连接扭紧力矩设计理论分析１、槽面摩擦如图１所示：楔形滑块１放在槽面２中，槽面的夹角为２θ。Q为作用在滑块１的垂直载荷（含滑块重量），P为推动滑块１沿着槽面２向右运动的水平力，N21为槽的每一侧面给滑块１的反向力，F21等于每一个侧面的

4、摩擦力。图１由：F21＝fN21P＝2F21＝２fN21Q＝2N21sinθ得知：P＝frQ其中：fr＝f／sinθfr称为当量摩擦系数。而与之相应的摩擦角称为当量摩擦角，用φ表示，则φ=arctgfr,由于θ≤90度，因而sinθ≤1.故fr≥f。因此在其它条件相同的情况下，槽面的摩擦系数大于平面摩擦，所以在一些需要摩擦力来工作的地方，可将平面摩擦改为槽摩擦。三角螺纹联结就是此理论的应用实例。２、三角螺纹中的摩擦三角螺纹螺旋副中摩擦相当于斜面摩擦。三角螺纹螺旋可以设想是有一斜面卷绕在圆柱面上形成的，这个圆柱的中径为d２这

5、个螺旋沿d展开成一个斜面，以α表示该斜面的螺旋升角，则tgα=l/πd2=zt/πd2式中：l—螺纹导程；z—螺纹头数；t—螺距。图２在图2(a)中，l为螺杆2为螺母。螺母上受有轴向载荷Q。现在螺母上加一力距M使螺母逆着Q力等速向上运动(对螺纹联接来说，相当于拧紧螺母)。如图2(b)所示，就相当于在滑块2上加一水平力P，使滑块2沿着斜面等速向上滑动。斜槽面的夹角等于2θ(θ=90－β）。β称为牙形半角)。则fv=f／sin(90－β)=f／cosθ，φ=arctgfv。则P=Qtg(α+φ)，P相当于拧紧螺母时在螺纹中径处

6、施加的圆周力，其对螺旋轴心线的力矩即为拧紧螺母时所需的力矩，故M=Pd2/2=d2Qtg(α+φ)／2。当螺母顺着Q力的方向等速向下运动(相当于防松螺母)，相当于滑块2沿着斜面等速下滑。在螺纹中径处施加的圆周力P`=Qtg(α-φ))，防松螺母所需要的力矩M`=P`d2/2=d2Qtg(α-φ)／2。就是防松螺母所需外加的驱动力矩。图３３、预紧力p的确定螺纹的预紧力要根据外载荷确定：螺纹在承受外力前，螺纹中承受了预拉力p，这个预紧力就是由螺纹的拧紧力矩产生的，也就是前面推导公式过程中的轴向力Q。图4(a)所示，由于有预拉力

7、Q，板层之间则有压力C，而P与c保持平衡。当对螺栓施加外拉力Nl，则螺栓杆在板层之间的压力未完全消失前被拉长，此时螺杆中拉力增量为Δp，同时把压紧的板件拉松，使压力C减少ΔC(见图4(b))。图４计算表明，当加于螺杆上的外拉力N．=0．8P时。螺杆内拉力的增加很少，因此可认为此时螺杆的预拉力基本不变。同时由实验得知，当外加拉力大于螺杆的预拉力时，卸荷后螺杆中的预拉力会变小，即发生松弛现象。但当外加拉力小于螺杆预拉力的80％时，即无松弛现象发生。也就是说，被连接板件接触面间仍能保持一定的压紧力，可以假定整个板面始终处于紧密接

8、触状态。但上述取值没有考虑杠杆作用而引起的撬力影响。实际上这种杠杆作用存在于所有螺栓的抗拉联接中。研究表明，当外拉力N1≤0.5P时，不出现撬力。因此可以根据螺纹实际工作中所承受的外载荷来确定螺纹的预拉力，即至少应当是外力的2倍。三、K－方法设计扭紧力矩１、摩擦系数μk：紧固件头部或螺母与接触面的摩擦系