濮良貴機械設計第八版完整版.ppt

,第一章 機械及機械零件設計概要,本章論述了機械設計課程教學內容總綱、設計基本知識和一些共性問題。 一、機械（機器）的組成 二、機械設計步驟 三、零件的設計步驟 四、課程的主要內容 五、課程的特點 六、學習要求 七、達到的水平（國家教委制定）,一、機械（機器）的組成 我們以洗衣機為例，來說明機械的組成：,原動機部分是驅動整部機器以完成預定功能的動力源； 執(zhí)行部分是用來完成機器預定功能的組成部分； 傳動部分是把原動機的運動形式、運動及動力參數(shù)轉變?yōu)閳?zhí)行部分所需的運動形式、運動及動力參數(shù)。 以上是從功能上分析機械的組成，下面從結構上看： 零件：是機械的制造單元，機器的基本組成要素就是機械零件。 部件：按共同的用途組合起來的獨立制造或獨立裝配的組合體。 如減速器、離合器等。 按大小來分：,二、機械設計步驟,計劃階段,提出要求,洗衣機,自動進水,洗 滌,甩干（脫水）,方案設計,提出盡可能多的解決方法,篩選、決策、評價（可靠性、經(jīng)濟上），選出最佳方案。,單 缸,雙 缸,滾 筒,模糊控制,自適應控制,雙?？刂?技術設計,目的：確定機械中各個零部件的結構尺寸（量化）,繪圖、對方案具體實施，出圖。,技術文件編制：,編制設計計算說明書。,三、零件的設計步驟 失效的定義：在正常的工作條件下，機械零件喪失工作能力或達不到工作性能要求時，就稱為零件失效。,機械零件的失效形式,整體斷裂,過大的殘余變形,腐蝕、磨損和接觸疲勞,機械零件的工作能力,強度,剛度,機械零件計算準則,強度準則：,剛度準則：,壽命準則：（表示耐磨程度）,壽命（耐磨性、耐腐蝕性）,下面我們以設計千斤頂立柱為例，來說明機械零件的設計步驟：,由此可求出d；其中Smin根據(jù)工作環(huán)境來定。,機械零件的設計大體要經(jīng)過以下幾個步驟： 1、載荷分析（受力分析）：W 2、應力分析：,3、失效分析：斷裂,4、材料的選擇：45#鋼、40Crs（手冊查到）,5、確定計算準則：（依據(jù)防止斷裂失效）,6、計算零件的主要尺寸：,7、結構設計l：（根據(jù)人體的情況，操作情況）其他尺寸 8、制圖：設計最后都是用圖紙來表達，然后拿到工廠去加工。 這不僅是零件設計的一般步驟，而且也是講課的順序。,四課程的主要內容 概括地說，機械零件可以分為兩大類：,本書討論的具體內容是：（設計方法、步驟、原理） 1） 傳動部分帶傳動、鏈傳動、齒輪傳動、蝸桿傳動以及螺旋傳動等； 2） 聯(lián)接部分螺紋聯(lián)接，鍵、花鍵及無鍵聯(lián)接，銷釘聯(lián)接，鉚接、焊接、膠接與過盈配合聯(lián)接等； 3） 軸系部分滑動軸承、滾動軸承、聯(lián)軸器與離合器以及軸等； 4） 其他部分彈簧、機座與箱體、減速器等；,零件,通用零件,專用零件,傳動件,連接件,軸系件,其 他,（如螺釘、齒輪、鏈輪等）,五、特點 1、實踐性比較強。理論性差一些，經(jīng)驗、半經(jīng)驗公式，實驗得出比較多；理論推導出的比較少，答案不唯一。 2、綜合性比較強。 受力分析 理論力學 應力分析 材料力學 材料選擇 材料與熱處理 3、承上啟下的作用。它是最后一門專業(yè)基礎課，起到承接基礎課和專業(yè)課的橋梁作用。,六、要求 以聽課為主，自學為輔，考試內容以講課和要求自學的為主，答疑兩周一次，具體時間待定?？己?20%+80% 平時作業(yè)質量、出席情況、實驗數(shù)目占20%，期末考試占80%，要求課內：課外用時是1：2。 七、水平 1）掌握通用機械零件的設計原理、方法和機械設計的一般規(guī)律，具有設計機械傳動裝置和簡單機械的能力； 2）樹立正確的設計思想，了解國家當前的有關技術經(jīng)濟政策； 3）具有運用標準、規(guī)范、手冊、圖冊和查閱有關技術資料的能力；機械設計手冊其中的一個標準是查手冊的能力； 4）掌握典型機械零件的實驗方法，獲得實驗技術的基本訓練； 5）對機械設計的新發(fā)展有所了解。,1、機器的基本組成要素是什么？ 2、什么是通用零件？什么是專用零件？試各舉三個實例？ 3、一臺完整的機器通常是由哪些基本部分組成？各部分的作用是什么？ 4、機械零件有哪些主要的失效形式？ 5、機械零件常用的有哪些計算準則？它們是針對什么失效形式而建立的？ 6、機械零件設計的一般步驟有哪些？ 第一章結束,習 題,第二章 機械零件的疲勞強度計算,一、變應力的分類 二、變應力參數(shù) 三、幾種特殊的變應力 四、疲勞曲線（對稱循環(huán)變應力的N曲線） 五、（非對稱循環(huán)變應力的）極限應力圖 六、影響疲勞強度的因素 七、不穩(wěn)定變應力的強度計算 八、復合應力狀態(tài)下的強度計算（彎扭聯(lián)合作用）,一、變應力的分類,a）隨時間按一定規(guī)律周期性變化，而且變化幅度保持常數(shù)的變應力稱為穩(wěn)定循環(huán)變應力。如圖2-1a所示。,變應力,循環(huán)變應力（周期）,穩(wěn)定,不穩(wěn)定循環(huán)變應力,簡單,復合,對 稱,脈 動,非對稱,隨機變應力（非周期）,圖2-1變應力的分類,b）若變化幅度也是按一定規(guī)律周期性變化如圖2-1b所示，則稱為不穩(wěn)定循環(huán)變應力。,c）如果變化不呈周期性，而帶有偶然性，則稱為隨機變應力，如圖2-1c所示。,二、變應力參數(shù) 圖2-2給出了一般情況下穩(wěn)定循環(huán)變應力譜的應力變化規(guī)律。,圖2-2給出了一般情況下穩(wěn)定循環(huán)變應力譜的應力變化規(guī)律。零件受周期性的最大應力max及最小應力min作用，其應力幅為a，平均應力為m，它們之間的關系為,規(guī)定：1、a總為正值； 2、a的符號要與m的符號保持一致。 其中：max變應力最大值；min變應力最小值；m平均應力； a應力幅；r循環(huán)特性，-1 r +1。 由此可以看出，一種變應力的狀況，一般地可由max、min、m、a及r五個參數(shù)中的任意兩個來確定。,三、幾種特殊的變應力 特殊點：,不屬于上述三類的應力稱為非對稱循環(huán)應力，其r在+1與-1之間，它可看作是由第一類（靜應力）和第二類（對稱循環(huán)應力）疊加而成。,例1 已知：max=200N/mm2，r =0.5，求：min、a、m。 解：,例2 已知：a= 80N/mm2，m=40N/mm2 求：max、min、r、繪圖。 解：,例3 已知：A截面產(chǎn)生max=400N/mm2，min=100N/mm2 求：a、m，r。,解：,例4 如圖示旋轉軸，求截面A上max、min、a、m及r。,解：Pr A：對稱循環(huán)變應力,Px A：靜壓力,第二章 機械零件的疲勞強度計算（習題）,一、選擇題 1、機械設計課程研究的內容只限于 。 （1）專用零件和部件；（2）在高速、高壓、環(huán)境溫度過高或過低等特殊條件下工作的以及尺寸特大或特小的通用零件和部件；（3）在普通工作條件下工作的一般參數(shù)的通用零件和部件；（4）標準化的零件和部件。 2、下列四種敘述中 是正確的。 （1）變應力只能由變載荷產(chǎn)生；（2）靜載荷不能產(chǎn)生變應力；（3）變應力是由靜載荷產(chǎn)生；（4）變應力是由變載荷產(chǎn)生，也可能由靜載荷產(chǎn)生。,3,4,3、發(fā)動機連桿橫截面上的應力變化規(guī)律如圖所示，則該變應力的應力比r為 。 （1）0.24；（2）-0.24；（3）-4.17；（4）4.17。 4、發(fā)動機連桿橫截面上的應力變化規(guī)律如題3圖所示，則其應力幅a和平均應力m分別為 。 （1）a = 80.6Mpa，m = 49.4Mpa；（2）a = 80.6Mpa，m = -49.4Mpa；（3）a = 49.4Mpa，m = 80.6Mpa；（4）a = 49.4Mpa，m = 80.6Mpa。 5、變應力特性max、min、m、a及r等五個參數(shù)中的任意 來描述。 （1）一個；（2）兩個；（3）三個；（4）四個。,2,2,2,6、機械零件的強度條件可以寫成 。 （1） ， 或 ， （2） ， 或 ， （3） ， 或 ， （4） ， 或 ， 7、一直徑d=18mm的等截面直桿， 桿長為800mm，受靜拉力F=36kN，桿材料的屈服點s=270Mpa， 取許用安全系數(shù)S=1.8， 則該桿的強度 。 （1）不足；（2）剛好滿足要求；（3）足夠。 8、在進行疲勞強度計算時，其極限應力應為材料的 。 （1）屈服點；（2）疲勞極限；（3）強度極限：（4）彈性極限。 二、分析與思考題 1、什么是變應力的應力比r？靜應力、脈動循環(huán)變應力和對稱循環(huán)變應力的r值各是多少？,3,3,2,靜應力r靜=1 ； 脈動循環(huán)r脈=0 ；對稱循環(huán)變應力r=-1 。,解：,2、圖示各應力隨時間變化的圖形分別表示什么類型的應力？它們的應力比分別是多少？,解：a）靜應力r=1；b）非對稱（或穩(wěn)定）循環(huán)變應力 0 r +1；c）脈動循環(huán)r = 0；d）對稱循環(huán)r=1。,四、疲勞曲線（對稱循環(huán)變應力的N曲線） 疲勞曲線的定義：表示應力循環(huán)次數(shù)N與疲勞極限的關系曲線。,曲線上各點表示在相應的循環(huán)次數(shù)下，不產(chǎn)生疲勞失效的最大應力值，即疲勞極限應力。從圖上可以看出，應力愈高，則產(chǎn)生疲勞失效的循環(huán)次數(shù)愈少。 在作材料試驗時，常取一規(guī)定的應力循環(huán)次數(shù)N0，稱為循環(huán)基數(shù)，把相應于這一循環(huán)次數(shù)的疲勞極限，稱為材料的持久疲勞極限，記為1（或r）。,疲勞曲線可分成兩個區(qū)域：有限壽命區(qū)和無限壽命區(qū)。所謂“無限”壽命，是指零件承受的變應力水平低于或等于材料的疲勞極限1，工作應力總循環(huán)次數(shù)可大于N0，零件將永遠不會產(chǎn)生破壞。 在有限壽命區(qū)的疲勞曲線上，NN0所對應的各點的應力值，為有限壽命條件下的疲勞極限。 對低碳鋼而言，循環(huán)基數(shù)N0=106107； 對合金鋼及有色金屬，循環(huán)基數(shù)N0=108或（5108）； 變應力與在此應力作用下斷裂時的循環(huán)次數(shù)N之間有以下關系式：,此式稱為疲勞曲線方程（或sN曲線方程）。其中： 1N r=-1時有限壽命疲勞極限應力； N 與s1N對應的循環(huán)次數(shù)； m 與材料有關的指數(shù)； C 實驗常數(shù)；(m、c根據(jù)實驗數(shù)據(jù)通過數(shù)理統(tǒng)計得到)。,s1 r=-1時持久疲勞極限應力； N0 循環(huán)基數(shù)； 由上式，對于不同的應力水平，可寫出下式：,因而材料的有限壽命（即壽命為N時）的疲勞極限s1N則為：,利用上式，可求得不同循環(huán)次數(shù)N時的疲勞極限值1N，kN稱為壽命系數(shù)。,例題2-1： 某零件采用塑性材料，s1=268N/mm2（N0=107，m=9），當工作應力smax=240 （或300）N/mm2，r=1，試按下述條件求材料的疲勞極限應力，并在sN曲線上定性標出極限應力點和工作應力點，Sca。 （1）N=N0 （2）N=106 解：,當 時：,將會失效。,五、（非對稱循環(huán)變應力的）極限應力圖 以上所討論的sN曲線，是指對稱應力時的失效規(guī)律。對于非對稱的變應力，必須考慮循環(huán)特性r對疲勞失效的影響。 在作材料試驗時，通常是求出對稱循環(huán)及脈動循環(huán)的疲勞極限s1及s0，把這兩個極限應力標在smsa坐標上（圖2-3）。,由于對稱循環(huán)變應力的平均應力sm=0，最大應力等于應力幅，所以對稱循環(huán)疲勞極限在圖中以縱坐標軸上的A點來表示。 由于脈動循環(huán)變應力的平均應力及應力幅均為sm=sa=s0/2，所以脈動循環(huán)疲勞極限以由原點0所作45射線上的D點來表示。,連接A、D得直線AD。由于這條直線與不同循環(huán)特性時進行試驗所求得的疲勞極限應力曲線非常接近，所以直線AD上任何一點都代表了一定循環(huán)特性時的疲勞極限。 橫軸上任何一點都代表應力幅等于零的應力，即靜應力。取C點的坐標值等于材料的屈服極限ss，并自C點作一直線與直線C0成45夾角，交AD延長線于G，則CG上任何一點均代表 的變應力狀況。,于是，零件材料（試件）的極限應力曲線即為折線AGC。材料中發(fā)生的應力如處于OAGC區(qū)域以內，則表示不發(fā)生破壞； 直線AG的方程，由已知兩點坐標A（0，s1）及D（s0/2，s0/2）求得為（疲勞區(qū)）：,令,試件的材料特性（等效系數(shù)、折算系數(shù)）；,直線GC方程為（靜強度區(qū)）：,下面推導非對稱循環(huán)變應力時機械零件的疲勞強度計算式： 在極限應力線圖的坐標上即可標示出相應于m及a的一個工作應力點M（或者N）見圖5。,顯然，強度計算時所用的極限應力應是零件的極限應力曲線（AGC）上的某一個點所代表的應力。到底用哪一個點來表示極限應力才算合適，這要根據(jù)應力的變化規(guī)律來決定。 可能發(fā)生的典型應力變化規(guī)律通常有下述三種：,a） 變應力的循環(huán)特性保持不變，即r=C（例如絕大多數(shù)轉軸中的應力狀態(tài)）；,b） 變應力的平均應力保持不變，即m=C（例如振動著的受載彈簧中的應力狀態(tài)）；,C）變應力的最小應力保持不變，即min=C（例如緊螺栓聯(lián)接中螺栓受軸向變載時的應力狀態(tài)）。,以下分別討論這三種情況：,1、r=C的情況 當r=C時，需找到一個循環(huán)特性與工作應力點的循環(huán)特性相同的極限應力值。因為：,因此，在圖6中，從坐標原點引射線通過工作應力點M（或N），與極限應力曲線交于M1（或N1），得到0M1（或0N1），則在此射線上任何一個點所代表的應力循環(huán)都具有相同的循環(huán)特性。,聯(lián)解OM及AG兩直線的方程式，可以求出M1點的坐標值m及a，把它們加起來，就可以求出對應于M點的試件的極限應力max：,于是，安全系數(shù)計算值Sca及強度條件為：,對應于N點的極限應力點N1位于直線CG上。此時的極限應力即為屈服極限s。這就是說，工作應力為N點時，首先可能發(fā)生的是屈服失效，故只需進行靜強度計算，其強度計算式為：,分析圖6得知，凡是工作應力點位于OGC區(qū)域內時，在循環(huán)特性等于常數(shù)的條件下，極限應力統(tǒng)為屈服極限，都只需進行靜強度計算。,2、m=C的情況 當m=C時，需找到一個其平均應力與工作應力的平均應力相同的極限應力。在圖7中，通過M（或N）點作縱軸的平行線MM2（或NN2），則此線上任何一點代表的應力循環(huán)都具有相同的平均應力值。,3、min=C的情況 當min=C時，需找到一個其最小應力與工作應力的最小應力相同的極限應力。,因此在圖8中，通過M（或N）點，作與橫坐標軸夾角為45的直線，則此直線上任何一個點所代表的應力均具有相同的最小應力。,六、影響疲勞強度的因素 1、應力集中的影響 定義：幾何形狀突然變化產(chǎn)生的應力。零件上的應力集中源如鍵槽、過渡圓角、小孔等以及刀口劃痕存在，使疲勞強度降低。計算時用應力集中系數(shù)k（見表1-2、3、4）。,2、尺寸與形狀的影響 尺寸效應對疲勞強度的影響，用尺寸系數(shù)來考慮。 尺寸與形狀系數(shù)，見表1-5；,3、表面質量的影響 表面粗糙度越低，應力集中越小，疲勞強度也越高。 表面質量系數(shù)，見表1-6、8 以上三個系數(shù)都是對極限應力有所削弱的。 4、表面強化的影響 可以大幅度地提高零件的疲勞強度，延長零件的疲勞壽命。計算時用強化系數(shù)q考慮其影響。 q強化系數(shù)，可以加大極限應力， 見表1-7 。 由于零件的幾何形狀的變化，尺寸大小、加工質量及強化因素等的影響，使得零件的疲勞強度極限要小于材料試件的疲勞極限。我們用疲勞強度的綜合影響系數(shù)K來考慮其影響。,K只對變應力有影響，對靜應力無影響，和疲勞強度有關，與靜強度無關。,對稱循環(huán)變應力,非對稱循環(huán)變應力 （r = C）,實驗、試件 d=10mm，光桿。,試件：,零件：,例2-2: 一鉻鎳合金鋼，-1=460N/mm2，s=920N/mm2。 試繪制此材料試件的簡化的m a極限應力圖。 解：按合金鋼，=0.20.3，取=0.2，由式（29a）得：,如圖2-10所示，取D點坐標為(0/2=383, 0/2=383)，A點坐標為(0, -1=460)。過C點(s=920, 0)與橫坐標成135 作直線，與AD的延長線相交于G，則直線化的極限應力圖為ADG。,例2-3： 在圖2-10的極限應力圖中，求r=-0.4時的a和m值。,從而得,又由式（3-9a）：,得,聯(lián)立以上兩式解得：,即圖上M點。,解：由式（2-8）得：,作業(yè)：1-1、1-2、1-5 習題分析：,靜強度區(qū)：,疲勞區(qū)：,如果工作應力點在極限應力曲線以內，說明零件是合格，不會失效。,七、不穩(wěn)定變應力的強度計算 1應力譜,圖2-9為一不穩(wěn)定變應力的示意圖。變應力1（對稱循環(huán)變應力的最大應力，或不對稱循環(huán)變應力的等效對稱循環(huán)變應力的應力幅）作用了n1次，2作用了n2次，等等。 2、疲勞損傷累積假說曼耐爾（Miners rule法則） a）金屬材料在一定變應力作用下都有一定壽命； b）每增加一次過載的應力（超過材料的持久疲勞極限），就對材料造成一定的損傷，當這些損傷的逐漸積累其總和達到其壽命相當?shù)膲勖鼤r，材料即造成破壞； c）小于持久疲勞極限，不會對材料造成損傷； d）變應力大小作用的次序對損傷沒有多大影響。,把圖2-9中所示的應力圖放在材料的N坐標上，如圖2-10所示。根據(jù)N曲線，可以找出僅有1作用時使材料發(fā)生疲勞破壞的應力循環(huán)次數(shù)N1。假使應力每循環(huán)一次都對材料的破壞起相同的作用，則應力1每循環(huán)一次對材料的損傷率即為1/N1，而循環(huán)了n1次的1對材料的損傷率即為n1/N1。如此類推，循環(huán)n2次的2對材料的損傷率為n2/N2，。,因為當損傷率達到100%時，材料即發(fā)生疲勞破壞，故對應于極限狀況有：,是極限狀態(tài),一般地寫成：,上式是疲勞損傷線性累積假說的數(shù)學表達式。自從此假說提出后，曾作了大量的試驗研究，以驗證此假說的正確性。試驗表明，當各個作用的應力幅無巨大的差別時，這個規(guī)律是正確的。,當各級應力是先作用最大的，然后依次降低時，上式中的等號右邊將不等于1，而小于1（起斷裂作用）; 當各級應力是先作用最小的，然后依次升高時，則式中等號右邊要大于1（起強化作用）。 通過大量的試驗，可以有以下的關系：,說明Miner法則有一定的局限性。,3疲勞強度計算 不穩(wěn)定應力，尋找相當應力，穩(wěn)定應力。,如果材料在上述應力作用下還未達到破壞，則上式變?yōu)椋?將上式的分子、分母同乘以im，則：,又因為 ，所以：,將上式代入式得：,上式又可變形為：,上式右邊根號部分表示了變應力參數(shù)的變化情況。令：,其中，ks為應力折算系數(shù)； 1為任選，一般取最大工作應力或循環(huán)次數(shù)最多的應力作為計算的基本應力。 引入ks后，則安全系數(shù)計算值Sca及強度條件則為：,例題：45號鋼經(jīng)過調質后的性能為：-1=307Mpa，m=9，N0=5106?，F(xiàn)以此材料作試件進行試驗，以對稱循環(huán)變應力1=500Mpa作用104次，2=400Mpa作用105次，試計算該試件在此條件下的安全系數(shù)計算值。若以后再以3=350Mpa作用于試件，還能再循環(huán)多少次才會使試件破壞？ 解：根據(jù)式（2-46）：,根據(jù)式（2-47），試件的安全系數(shù)計算值為：,又根據(jù)式（2-19）：,若要使試件破壞，則由式（2-42）得：,即該試件在3=350Mpa的對稱循環(huán)變應力的作用下，估計尚可再承受0.97106次應力循環(huán)。,八、復合應力狀態(tài)下的強度計算（彎曲、扭轉聯(lián)合作用） 對于試件在彎曲扭轉聯(lián)合作用的交變應力下進行疲勞試驗時，其數(shù)據(jù)基本上符合圖2-11中橢圓弧的規(guī)律。其疲勞破壞條件可近似地直接用橢圓方程表示：,對于鋼材，經(jīng)過試驗得出的極限應力關系式為：,由于是對稱循環(huán)變應力，故應力幅即為最大應力。圓弧AmB上任何一個點即代表一對極限應力a及a。如果作用于零件上的應力幅a及a在坐標上用n表示，引直線on與AB交于m點，則安全系數(shù)計算值S為：,將式（1）變形為：,則：,其中，S只有正應力作用下的安全系數(shù)計算值； S只有剪應力作用下的安全系數(shù)計算值； S復合應力作用下的安全系數(shù)計算值；,亦即,解決了簡單和復合的問題。,總 結,1、在解決變應力下零件的強度問題叫疲勞強度。 零件里通常作用的都是變應力，所以其應用更為廣泛。 2、疲勞強度和哪些因素有關 = f（N，r，K，材料，形式） 疲勞強度比靜強度復雜得多。 3三大理論一假說： 疲勞曲線解決對稱循環(huán)變應力的強度計算問題； 極限應力圖對稱非對稱的關系； 復合極限應力圖復合和簡單應力的關系； Miner法則穩(wěn)定和非穩(wěn)定應力的關系；,4強度計算式,變應力,穩(wěn)定,不穩(wěn)定,簡單,復合,對 稱,非對稱,例題：一零件采用塑性材料-1=275Mpa（N0=106，m=9），K=1 1）當作用一工作應力1，n1=4103（N1=8103）后，又作用一工作應力2=275Mpa，試求其工作壽命n2=? 2）當作用1=410Mpa，n1=4103后，若使n2=106，則工作應力2=? 3）若工作應力1=410Mpa，n1=4103，2=275Mpa，n2=5105 求：S（安全系數(shù)）。 解：1）這屬于不穩(wěn)定變應力下的強度計算問題，應用疲勞損傷累積假說的數(shù)學表達式。,2）,3）,第二章 機械零件的疲勞強度設計（習題續(xù)）,一、選擇題 2-145鋼的持久疲勞極限-1=270Mpa，設疲勞曲線方程的冪指數(shù)m=9，應力循環(huán)基數(shù)N0=5106次，當實際應力循環(huán)次數(shù)N=104次時，有限壽命疲勞極限為 Mpa。 （1）539； （2）135； （3）175； （4）417； 2-2零件表面經(jīng)淬火、滲氮、噴丸、滾子碾壓等處理后，其疲勞強度 。 （1）增高 （2）降低 （3）不變 （4）增高或降低視處理方法而定 2-3影響零件疲勞強度的綜合影響系數(shù)K與 等因素有關。 （1）零件的應力集中、加工方法、過載；（2）零件的應力循環(huán)特性、應力集中、加載狀態(tài)；（3）零件的表面狀態(tài)、絕對尺寸、應力集中；（4）零件的材料、熱處理方法、絕對尺寸。,1,1,3,2-4 繪制設計零件的ma極限應力簡圖時， 所必須的已知數(shù)據(jù)是 。 （1）-1，0，s，k；（2）-1，0，s，K;（3）-1，s，K;（4）-1，0，K; 2-5在圖示設計零件的ma極限應力簡圖中，如工作應力點M所在的0N線與橫軸間夾角=45，則該零件受的是 。 （1）不變號的不對稱循環(huán)變應力；（2）變號的不對稱循環(huán)變應力；（3）脈動循環(huán)變應力；（4）對稱循環(huán)變應力；,2,3,2-6在題2-5圖所示零件的極限應力簡圖中，如工作應力點M所在的0N線與橫軸之間的夾角=90時，則該零件受的是 。 （1）脈動循環(huán)變應力；（2）對稱循環(huán)變應力；（3）變號的不對稱循環(huán)變應力；（4）不變號的不對稱循環(huán)變應力； 2-7已知一零件的最大工作應力max=180Mpa，最小工作應力min=-80Mpa。則在圖示的極限應力簡圖中，該應力點M與原點的連線0M與橫軸間的夾角為 。 （1）685744；（2）21215；（3）66215；（4）742833；,2,1,2-8在圖示零件的極限應力簡圖上，M為零件的工作應力點，若加載于零件的過程中保持最小應力min為常數(shù)。則該零件的極限應力點應為 。 （1）M1；（2）M2；（3）M3（4）M4； 2-9在上題中若對零件加載的過程中保持應力比r等于常數(shù)。則該零件的極限應力點應為 。 （1）M1；（2）M2；（3）M3（4）M4；,2,3,2-102-8題中若對零件加載的過程中保持平均應力m等于常數(shù)。則該零件的極限應力點應為 。 （1）M1；（2）M2；（3）M3（4）M4； 2-11零件的材料為45鋼，b=600Mpa，s=355Mpa，-1=270Mpa，=0.2，零件的疲勞強度綜合影響系數(shù)K=1.4。則在圖示的零件極限應力簡圖中角為 。 （1）365535；（2）411422；（3）484538；（3）6786；,1,2,2-12 在題2-5圖所示零件的極限應力簡圖中，如工作應力點M所在的0N線與橫軸間夾角=50，則該零件受的是 。 （1）脈動循環(huán)變應力；（2）對稱循環(huán)變應力；（3）變號的不對稱循環(huán)變應力；（4）不變號的不對稱循環(huán)變應力； 2-13一零件由40Cr制成，已知材料的b=980Mpa，s=785Mpa，-1=440Mpa，=0.3。零件的最大工作應力max=240Mpa，最小工作應力min=-80Mpa，疲勞強度綜合影響系數(shù)K=1.44。則當應力比r=常數(shù)時，該零件的疲勞強度工作安全系數(shù)S為 。 （1）3.27;（2）1.73;（3）1.83;（4）1.27; 2-14若材料疲勞曲線方程的冪指數(shù)m=9，則以對稱循環(huán)應力1=500Mpa作用于零件n1=104次以后，它所造成的疲勞損傷，相當 于應力2=450Mpa作用于零件 。 （1）0.39104；（2）1.46104；（3）2.58104；（4）7.45104；,3,2,3,2-15若材料疲勞曲線方程的冪指數(shù)m=9，則以對稱循環(huán)應力1=400Mpa作用于零件n1=105次所造成的疲勞損傷， 相當于 2= Mpa作用于零件n2=104次所造成的疲勞損傷。 (1) 517；（2）546；（3）583；（4）615； 2-1645鋼經(jīng)調質后的疲勞極限-1=300Mpa，應力循環(huán)基數(shù)N0=5106次，疲勞曲線方程的冪指數(shù)m=9，若用此材料做成的試件進行試驗，以對稱循環(huán)應力1=450Mpa作用104次，2=400Mpa作用2104次。則工作安全系數(shù)為 。 （1）1.14；（2）1.25；（3）1.47；（4）1.65； 2-1745鋼經(jīng)調質后的疲勞極限-1=300Mpa，應力循環(huán)基數(shù)N0=5106次，疲勞曲線方程的冪指數(shù)m=9，若用此材料做成的試件進行試驗，以對稱循環(huán)應力1=450Mpa作用104次，2=400Mpa作用2104次，再以3=350Mpa作用于此試件，直到它破壞為止，試件還能承受的應力循環(huán)次數(shù)為 次。 （1）6.25105（2）9.34105（3）1.09106（4）4.52106,1,2,3,第三章 摩擦、磨損及潤滑理論,一、摩擦、磨損及潤滑三者關系 當在正壓力作用下相互接觸的兩個物體受切向外力的影響而發(fā)生相對滑動，或有相對滑動趨勢時，在接觸表面上就會產(chǎn)生抵抗滑動的阻力，這一自然現(xiàn)象叫做摩擦。 其結果必然有能量損耗和摩擦表面物質的喪失或轉移，即磨損。 據(jù)估計，世界上在工業(yè)方面約有30%的能量消耗于摩擦過程中。所以人們?yōu)榱丝刂屏慵谀Σ林袚p壞，在摩擦面間加入潤滑劑來降低摩擦，減小磨損的產(chǎn)生，所以說三者互為因果關系。,二、摩擦的種類,兩個無潤滑物體之間的摩擦，主要是由兩種因素所構成：一是摩擦面的實際接觸區(qū)內出現(xiàn)的粘著；二是較硬表面上的微凸體在較軟表面上所起的犁刨作用。 那么，怎么樣來區(qū)別邊界摩擦、混合摩擦和液體摩擦的界限呢？可用膜厚比來劃分：,式中：hmin兩粗糙面間的最小公稱油膜厚度，m； Ra兩表面的綜合粗糙度；m； Ra1、Ra2分別為兩表面的輪廓算術平均偏差，m； 當 35后則為液體摩擦。,三、牛頓流體定律,如圖3-6所示，在兩個平行的平板間充滿具有一定粘度的潤滑油，若平板A以速度V移動，另一平板B靜止不動，則由于油分子與平板表面的吸附作用，將使貼近板A的油層以同樣的速度V隨板移動；而貼近板B的油層則靜止不動。由于層與層之間速度不同，于是形成各油層間的相對滑移，在各層的界面上就存在有相應的剪應力。,牛頓在1687年提出一個粘性液的摩擦定律（簡稱粘性定律），即在流體中任意點處的剪應力均與其剪切率（或速度梯度）成正比。 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3-6中y軸方向或流體膜厚度方向）的速度梯度，式中的“”號表示v隨y的增大而減??； 比例常數(shù)，即流體的動力粘度。 摩擦學中把凡是服從這個粘性定律的液體都叫牛頓液體。,四、液體動壓潤滑的條件（楔形承載機理） （1）兩個運動的表面要有楔形間隙； （2）被油膜分開的兩表面有一定相對滑動速度，且大口向小口； （3）潤滑油必須有一定的粘度。 （4）有足夠充足的供油量。,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。然而動壓油膜的形成必須滿足一定的條件。 為此，首先討論圖3-8中相對運動的平板完全被一層油膜分開的情形。 設板A沿x軸方向以速度V移動；另一板B為靜止?，F(xiàn)從層流運動的油膜中取一微單元體進行分析。 由圖可見，作用在此微單元體右面和左面的壓力分別為p及(p+p/xdx)，作用在單元體上、下兩面的剪切力分別為及(+/ydy)。根據(jù)x方向的平衡條件，得：,整理后得：,該式為一維雷諾方程的一般表達式。 根據(jù)上面分析可知，相對滑動的兩平板間形成的壓力油膜能夠承受外載荷的基本條件是： a）相對運動表面間必須形成油楔； 由上式可見，若兩平板平行時，任何截面處的油膜厚度h=h0，亦即p/x=0，這表示油壓沿x軸方向無變化。如果不提供壓力油的話，則油膜對外載荷無承載能力。 若各油層的速度分布規(guī)律如圖3-9b中的虛線所示，那么進入間隙的油量必然大于流出間隙的油量。則進入此楔形空間的過剩油量，必將由進口a及出口c兩處截面被擠出，即產(chǎn)生一種因壓力而引起的流動。結果便形成如圖中實線所示的速度分布規(guī)律。,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。在a和c之間必有一處（b點）的油流速度變化規(guī)律不變，即p/x=0，因而壓力p達到最大值。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3-9b上部曲線所示的分布，因而能承受一定的外載荷。 b）被油膜分開的兩表面必須有一定的相對滑動速度； 由式（3-10）可知，若將速度V降低，則p/x亦將降低，此時油膜各點的壓力強度也會隨之降低。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。 c）潤滑油必須有一定的粘性。 d）有足夠充足的供油量。,習題： 第三章 摩擦、磨損及潤滑理論 一、選擇題 3-1 現(xiàn)在把研究有關摩擦、磨損與潤滑的科學與技術統(tǒng)稱為 。 （1）摩擦理論；（2）磨損理論；（3）潤滑理論；（4）摩擦學； 3-2 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 。 （1）液體摩擦；（2）干摩擦；（3）混合摩擦；（4）邊界摩擦； 3-3 兩摩擦表面間的膜厚比=0.43時，其摩擦狀態(tài)為 ； 兩摩擦表面間的膜厚比35時，其摩擦狀態(tài)為 。 （1）液體摩擦；（2）干摩擦；（3）混合摩擦；（4）邊界摩擦；,3-4 采用含有油性和極壓添加劑的潤滑劑，主要是為了減小 。 （1）粘著磨損；（2）表面疲勞磨損；（3）磨粒磨損；（4）腐蝕磨損； 3-5 通過大量試驗， 得出的摩擦副的磨損過程圖 （磨損量q與時間t的關系曲線）， 圖中 是正確的。,3-6 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） ；（2） ；（3） ；（4） ; 3-7 動力粘度的國際單位制(SI)單位為 。 （1）泊(p)；（2）厘斯(cst)；（3）恩氏度(E)；（4）帕.秒(Pa.s)； 3-8 運動粘度是動力粘度與同溫下潤滑油 的比值。 （1）密度；（2）質量m；（3）相對密度d；（4）速度v；,3-9 運動粘度的國際單位制(SI)單位為 。 （1）m2/s；（2）厘斯(cst)；（3）厘泊(cp) ;(4)帕.秒(Pa.s); 3-10 當壓力加大時，潤滑油的粘度 。 （1）隨之加大；（2）保持不變；（3）隨之減??；（4）增大還是減小或不變，視潤滑油性質而定； 3-11 當溫度升高時，潤滑油的粘度 。 （1）隨之升高；（2）隨之降低；（3）保持不變；（4）升高或降低視潤滑油性質而定；,二、分析題 1、何謂摩擦、磨損和潤滑？它們之間的相互關系如何？ 2、按摩擦面間的潤滑狀況，滑動摩擦可分哪幾種？ 3、按照磨損機理分，磨損有哪幾種基本類型？它們各有什么主要特點？如何防止或減輕這些類型的磨損發(fā)生？ 4、獲得流體動壓潤滑的必要條件是什么？ 5、潤滑劑的作用是什么？常用潤滑劑有哪幾種？,第四章 螺紋零件,一、概述 1、作用,聯(lián)接：起聯(lián)接作用的螺紋;,傳動：起傳動作用的螺紋;,外螺紋,內螺紋,圓柱,圓錐,母體,2、螺紋的形成 刀具做直線運動； 工件做旋轉運動； 螺紋線：轉動與直線運動； 螺紋牙：某一個形狀小面積沿螺旋線運動就形成； 3、螺紋的種類,牙型形狀：,右旋多數(shù)用右旋,左旋,旋向,單線螺紋：沿一根螺旋線形成的螺紋；,雙線螺紋：沿二根螺旋線形成的螺紋；,多線螺紋：沿三根以上螺旋線形成的螺紋；,線數(shù),常用螺紋的類型見表9-1，P201。,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。,米制：我國多采用米制螺紋；,英制（管螺紋）；,標準制,4、主要尺寸、參數(shù)（看圖P199，圖9-1a） 1）外徑d螺紋的最大直徑，在標準中定為公稱直徑； 2）內徑d1螺紋的最小直徑，在強度計算中常作為螺桿危險截面的計算直徑； 3）中徑d2近似等于螺紋的平均直徑； 4）螺距t相鄰兩牙中徑線上對應軸線間的距離;,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=nt n頭數(shù)； 右旋 6）升角：螺旋線與水平線夾角；,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。,綜合摩擦系數(shù) ： 牙型斜角大，cos小，f大v大,1用于聯(lián)接；2、3、4很少用聯(lián)接；,v 矩形、梯形傳動絲杠；,三、螺紋聯(lián)接 1、類型,表9-1圖螺桿與孔之間有一定的間隙普通螺栓聯(lián)接；,表9-1圖螺桿與孔之間無間隙，有配合鉸制孔螺栓聯(lián)接；,表9-1圖 這種聯(lián)接適用于結構上不能采用螺栓聯(lián)接的場合，例如被聯(lián)接件之一太厚不宜制成通孔，且需要經(jīng)常拆裝時，往往采用雙頭螺柱聯(lián)接； 表9-1圖 這種聯(lián)接在結構上比雙頭螺柱聯(lián)接簡單、緊湊。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。,把軸上零件與軸聯(lián)接在一起，聯(lián)接強度不大時： 表9-1圖 擰緊后與軸緊貼，則與軸表面有摩擦力，聯(lián)接力不大； 表9-1圖 在軸上挖一凹槽，頭部有頂尖，比第一個聯(lián)接力要大些，不會轉動，也不會軸向移動。,圖9-4 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。 2、裝配形式 普通螺栓聯(lián)接 孔軸 松配 （受拉應力） 鉸制孔螺栓聯(lián)接 孔=軸 緊配 （受剪應力）從受力來分析,圖9-4地腳螺栓聯(lián)接 書P202,3、安裝形式 緊螺栓擰緊；螺母需要擰緊，處于拉伸與扭轉復合應力狀態(tài)下； 松螺栓不擰緊；螺母不需要擰緊，在承受工作載荷之前，螺栓不受力。例如起重吊鉤等；P214 4、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。 預緊力的大小是通過擰緊力矩來控制的。因此，應從理論上找出預緊力和擰緊力矩之間的關系。,如圖所示，由于擰緊力矩T（T=FL）的作用，使螺栓和被聯(lián)接件之間產(chǎn)生預緊力 Qp。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)，0.10.3； 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。 控制預緊力的方法很多，有以下幾種方法： 1、根據(jù)經(jīng)驗、伸長、圈數(shù)來判斷擰緊力的大小； 2、用測力矩扳手、定力矩扳手；,五、設計螺栓的方法 成組使用， ，應力均勻分布。,螺栓組受力分析求Fmax ;,單個螺栓的受力分析求Q；,1、受力分析,2、應力分析 3、失效分析 4、材料選擇 5、計算準則 6、主要參數(shù)計算：d查標準螺栓、螺母、墊片； 7、結構設計l（螺桿長度）根據(jù)被聯(lián)接件的厚度； 習題： 第四章 螺紋零件 一、選擇題,1、在常用的螺旋傳動中，傳動效率最高的螺紋是 。 （1）三角形螺紋；（2）梯形螺紋；（3）鋸齒形螺紋；（4）矩形螺紋； 2、在常用的螺紋聯(lián)接中，自鎖性最好的螺紋是 。 （1）三角形螺紋；（2）梯形螺紋；（3）鋸齒形螺紋；（4）矩形螺紋； 3、當兩個被聯(lián)接件不太厚時，宜采用 。 （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； 4、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）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；,4,1,2,3,5、當兩個被聯(lián)接件之一太厚，不宜制成通孔，且聯(lián)接不需要經(jīng)常拆裝時，往往采用 。 （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； 6、在擰緊螺栓聯(lián)接時，控制擰緊力矩有很多方法，例如 。 （1）增加擰緊力；（2）增加扳手力臂；（3）使用測力矩扳手或定力矩扳手； 7、螺紋聯(lián)接預緊的目的之一是 。 （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； 8、有一汽缸蓋螺栓聯(lián)接，若汽缸內氣體壓力在02Mpa之間循環(huán)變化，則螺栓中的應力變化規(guī)律為 。 （1）對稱循環(huán)變應力；（2）脈動循環(huán)變應力；（3）非對稱循環(huán)變應力；（4）非穩(wěn)定循環(huán)變應力；,2,3,1,3,六、螺栓組的受力分析 絕大多數(shù)情況下，螺栓都是成組使用的，在這一組中，螺栓規(guī)格完全一致。 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。下面針對幾種典型的受載情況，分別加以討論。 1、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。F的作用線與螺栓軸線平行，根據(jù)螺栓的靜力平衡及變形協(xié)調條件，每個螺栓所受的軸向工作載荷為：,Z螺栓個數(shù)；,2、受橫向載荷的螺栓組聯(lián)接,a）松配（普通螺栓聯(lián)接） 上圖所示為一由螺栓組成的受橫向載荷的螺栓組聯(lián)接。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)接預緊后在結合面間產(chǎn)生的摩擦力來抵抗橫向載荷。 對于普通螺栓聯(lián)接，應保證聯(lián)接預緊后，結合面間所產(chǎn)生的最大摩擦力必須大于或等于橫向載荷。 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)，1.11.3;,i結合面數(shù)；,B）緊配（鉸制孔螺栓聯(lián)接）,當采用緊配螺栓聯(lián)接時，靠螺栓桿受剪切和擠壓來抵抗橫向載荷。因此，每個螺栓所受的橫向工作剪力為：,z螺栓數(shù)目；,3、受轉矩的螺栓組聯(lián)接,A）松配 當采用普通螺栓時，靠聯(lián)接預緊后在結合面間產(chǎn)生的摩擦力矩來抵抗轉矩T。根據(jù)作用在底板上的力矩平衡的條件得：,由上式可得各螺栓所需的預緊力為：,式中：f結合面的摩擦系數(shù)； ri第i個螺栓的軸線到螺栓組對稱中心O的距離； z螺栓數(shù)目； ks防滑系數(shù)，同前。,b)緊配 當采用緊配螺栓時，在轉矩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。即距螺栓組對稱中心O越遠，螺栓的剪切變形量越大，其所受的工作剪力也越大。 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：,4、受傾覆力矩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。根據(jù)底板的靜力平衡條件有：,根據(jù)螺栓的變形協(xié)調條件得知，各螺栓的工作拉力也與這個距離成正比，于是有：,各螺栓的工作拉力即可通過聯(lián)立以上兩式求出。,在圖中左邊距底板翻轉軸線最遠的螺栓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。,總 結 螺栓組 單個螺栓 軸向軸向力,松配：軸向力Qp,緊配：橫向力（假定每個螺栓所受力相同）,松配：軸向力Qp,緊配：橫向力（單個螺栓所受力是不等的）（rmax）,軸向力,橫向力,橫向,轉矩,對于單個螺栓來講只受兩個方向的載荷,傾覆力矩軸向力（rmax）翻轉半徑最大的地方;,例題1 平行，均勻分布,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。,解：找中心線，向中心簡化，向聯(lián)接中心平移。 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。,例題3 螺栓組聯(lián)接的的三種方案如圖示，試問哪個方案較好？哪種螺栓布局更合理？,解：(1) a）松配,b）緊配,（2）第二種方案 半徑為a,（3）第三種 半徑為a，最合理。 同時由三個螺栓來承受轉矩T，每個螺栓F2。,F2是有兩個螺栓起作用。用平行四邊形法則，預緊力小。 a) 緊配 橫向力比第一種小，要合理一些，所用的螺栓直徑很小。,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？,解：左、右翻，前、后翻。 同時受橫向、軸向、轉矩和翻轉力矩的作用。,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。,對于受拉螺栓，其主要破壞形式是螺栓桿螺紋部分發(fā)生斷裂，因而其設計準則是保證螺栓的靜力拉伸強度；對于受剪螺栓，其主要破壞形式是螺栓桿和孔壁間壓潰或螺栓桿被剪斷，其設計準則是保證聯(lián)接的擠壓強度和螺栓的剪切強度。 八、單個螺栓的受力分析 1、受軸向載荷 a)松螺栓聯(lián)接