第十二章 螺纹联接
机械联接是指实现机械零（部）件之间互相联接功能的方法。机械联接分为两大类： 1）机械动联接，即被联接的零（部）件之间可以有相对运动的联接，如各种运动副； 2）机械静联接，即被联接零（部）件之间不允许有相对运动的联接。 本章主要介绍机械静联接的内容。
机械静联接又可分为两类： 1）可拆联接，即允许多次装拆而不失效的联接，包括螺纹联接、键联接（包括花键联接和无键联接）和销联接； 2）不可拆联接，即必须破坏联接某一部分才能拆开的联接，包括铆钉联接、焊接和粘接等。另外，过盈联接既可做成可拆联接，也可做成不可拆联接。 本章介绍螺纹联接。螺纹联接是利用 具有螺纹的零件构成的连接，是最广泛的一种联接。
§12-1 常用螺纹的类型和特点
表12-1列出了常用螺纹的类型和特点。
注：公称直径相同的普通螺纹有不同大小的距离，其中螺距最大的称粗牙螺纹，其它的则称细牙螺纹。普通粗牙螺纹常用尺寸 (包括d 、P 、d1、d2)查有关手册（GB196-81）。
§12-2 螺纹联接的基本类型与标准螺纹联接件 1．螺纹联接的基本类型 1．螺纹联接的基本类型 螺纹联接的基本类型有螺栓联接、双头螺栓联接、螺钉联接和紧定螺钉联接，如表12-2所示。
2． 标准螺纹联接件 螺纹联接件的结构形式和尺寸已经标准化，设计时查有关标准选用即可。常用螺纹联接件的类型、结构特点和应用如表12-3示。
§12-3 螺纹联接的预紧和防松 1． 螺纹联接的预紧 1． 螺纹联接的预紧 螺纹联接装配时，一般都要拧紧螺纹，使联接螺纹在承受工作载荷之前，受到预先作用的力，这就是螺纹联接的预紧，预先作用的力称为预紧力。螺纹联接预的目的在于增加联接的可靠性、紧密性和防松能力。
如图12-1示，在拧紧螺母时，需要克服螺纹副相对扭转的阻力矩T1和螺母与支承面之间的摩擦阻力矩T2，即拧紧力矩T=T1+T2。 对于M10~M64的粗牙普通螺栓，若螺纹联接的预紧力为Q0，螺栓直径为d，则紧拧紧力矩T可以按近似公式（12-8）计算 T=0.2Q0d
a) b) 图12-1 拧紧螺母时的力矩计算
预紧力的大小根据螺栓所受载荷的性质、联接的刚度等具体工作条件而确定。对于一般联接用的钢制普通螺栓联接，其预紧力Q0大小按式(12-9)计算 Q0 = (0.5~0.7)ssA N 式（12-9）中，ss为螺栓材料的屈服极限，N/mm2；A为螺栓危险截面的面积，A»pd2/4，mm2。
预紧力的控制方法有多种。对于一般的普通螺栓联接，预紧力凭装配经验控制；对于较重要的普通螺栓联接，可用测力矩板手（图12-2）或者定力矩扳手（图 12-3）来控制预紧力大小。
1-弹性元件 2-力矩读数 图12-2 测力矩扳手
1-扳手卡盘 2-圆柱销 3-弹簧 4-螺钉 图12-3 定力矩扳手
对于预紧力控制有精确要求的螺栓联接，可采用测量螺栓伸长的变形量来控制预紧力大小；而对于高强度螺栓联接，可以采用测量螺母转角的方法来控制预紧力大小。
2．螺纹联接的防松 松动是螺纹联接最常见的失效形式之一。在静载荷条件下，普通螺栓由于螺纹的自锁性一般可以保证螺栓联接的正常工作，但是，在冲击、振动或者变载荷作用下，或者当温度变化很大时，螺纹副间的摩擦力可能减少或者瞬时消失，致使螺纹联接产生自动松脱现象，特别是在交通、化工和高压密闭容器等设备、装置中，螺纹联接的松动可能会
造成重大事故的发生。为了保证螺纹联接的安全可靠，许多情况下螺栓联接都采取一些必要的防松措施。 螺纹联接防松的本质就是防止螺纹副的相对运动。按照工作原理来分，螺纹防松有摩擦防松、机械防松、破坏性防松以及粘合法防松等多种方法。常用螺纹防松方法见表12-4。
§12- 4 螺栓联接的强度计算 螺栓联接通常是成组使用的，称为螺栓组。在进行螺栓组的设计计算时，首先要确定螺栓的数目和布置，再进行螺栓受载分析，从螺栓组中找出受载最大的螺栓，计算该螺栓所受的载荷，螺栓组的强度计算，实际上是计算螺栓组中受载最大的单个螺栓的强度。
由于螺纹联接件已经标准化，各部分结构尺寸是根据等强度原则及经验确定的，所以，螺栓联接的设计只需根据强度理论进行计算确定其螺纹直径即可，其它部分尺寸可查标准选用。 1．螺栓联接的失效形式和设计准则 螺栓联接中的单个螺栓受力分为轴向载荷（受拉螺栓）和横向载荷（受剪螺栓）两种。
受拉力作用的普通螺栓联接，其主要失效形式是螺纹部分的塑性变形或断裂，经常装拆时也会因磨损而发生滑扣，其设计准则是保证螺栓的静力或者疲劳拉伸强度；受剪切作用的铰制孔用螺栓联接，因此其主要失效形式是螺杆被剪断，螺杆或者被联接件的孔壁被压溃，故其设计准则为： 保证螺栓被联接件具有足够的剪切强度和挤压强度。
2． 受轴向载荷的螺栓联接 （1）松螺栓联接 松螺栓联接装配时不需要拧紧螺母，在承受工作载荷之前，螺栓不受力。如图12-11示，起重吊钩的螺栓联接就是典型的松螺栓联接。当承受工作载荷Q时，螺栓杆受拉，其强度条件为
图12-4 松螺栓联接
（2）紧螺栓联接 1）只受预紧力的紧螺栓联接 如图12-5示，紧螺栓联接装配时需要将螺母拧紧，在拧紧力矩作用下，螺栓受到预紧力产生的拉应力作用，同时还受到螺纹副中摩擦阻力矩T1所产生的剪切应力作用，即螺栓处于弯扭组合变形状态。为了简化计算，对M10 ~ M68的钢制普通螺栓，只按拉伸强度计算，并将所受拉力增大30%来考虑剪切应力的影响。
即螺栓的强度条件为 式中：Q0为螺栓所受的预紧力，N；d1为螺纹小径，mm2；[s]为紧螺栓联接的许用应用力，N/mm2。
2）受预紧力和横向工作载荷的紧螺栓联接 如图12-5示，紧螺栓联接受横向工作载荷。普通螺栓与螺栓孔之间有间隙，它是靠接合面间的摩擦力来承受工作载荷的。工作时，只有当接合面间摩擦力足够大时，才能保证被联接件不会发生相对滑动。
(a)
(b) 图12-5 受横向载荷的紧螺栓联接
因此，螺栓的预紧力Q0应为 式中：z为联接螺栓数目；f为接合面间的摩擦系数，对于钢和铸铁，f=0.15~ 0.2；m为摩擦接合数；F为横向载荷，N；Kf为可靠性系数或称防滑系数，通常Kf = 1.1~1.3。
按式（12-12）求出预紧力Q0后，再按式（12-11）计算螺栓强度即可。 普通螺栓靠摩擦力来承受横向工作载荷需要很大的预紧力，为了防止螺栓被拉断，需要较大的螺栓直径，这将增大联接的结构尺寸。对横向工作载荷较大的螺栓联接，可采用辅助结构，如图12-6示，用键、套筒和销等抗剪切件来承受横向载荷，这时，螺栓仅起一般联接作用，不受横向载荷，联接的强度应按键、套筒和销的强度条件进行计算。
图12-6 用键、套筒和销承受横向载荷
3）受剪螺栓联接 如图12-7示，受剪螺栓通常是六角头铰制孔用螺栓，螺栓与螺栓孔多采用过盈配合或过渡配合。当联接承受横向载荷时，在联接的结合处螺栓横截面受剪切，螺栓杆和被联接件孔壁接触表面受挤压，螺栓的剪切强度条件和螺杆与孔壁接触表面的挤压强度条件分别为
图12-7 用铰制孔螺栓受剪
式中：F为横向载荷，N；z为螺栓数目；m为螺栓受剪面数目；d0为螺栓杆在剪切面处的直径，mm；d为螺栓杆与孔壁间接触受压的最小轴向长度，mm；[t]为螺栓材料许用剪应力，N/mm2；[sp]为螺杆或者被联接件材料的许用挤压应力，N/mm2，计算时取两者中的小值。
4）受预紧力和轴向载荷作用的紧螺栓联接 图12-8所示为气缸的盖螺栓联接，设z个螺栓沿圆周均布，气缸内的气体压强为p，则每个螺栓的工作载荷为
图12-8 气缸盖的螺栓联接
以上取其中的一个螺栓进行受力和变形分析。 如图12-9a所示是螺栓没有拧紧时的情况，此时螺栓没有受力和变形。如图12-9b所示是螺栓拧紧后只受预紧力Q0作用时的情况，此时螺栓产生拉伸变形量d1，而被联接件则产生压缩变形量d2。
a) b) c) 图12-9螺栓各阶段的受力与变形
如图12-9c所示是螺栓受工作载荷作用后的情况，此时螺栓继续受拉伸，其拉伸变形量增大Dd，即螺栓的总拉伸变形量达到d1+Dd，这时，螺栓所受的总拉力为Q；同时，根据变形协调条件，被联接件则因螺栓的伸长而回弹，即被压联接件的压缩变形量减少了Dd ，被联接件的残余压缩变形量为d2-Dd，相对应的压力称为残余预紧力Qr。此时，螺栓受工作载荷和残余预紧力的共同作用，所以，螺栓的总拉伸载荷为
4）螺栓的材料和许用应力 螺栓材料一般采用碳素钢；对于承受冲击、振动或者变载荷的螺纹联接，可采用合金钢；对于特殊用途（如防锈、导电或耐高温）的螺栓联接，采用特种钢或者铜合金、铝合金等。 如表12-5所示，国家标准规定螺纹联接件按材料的机械性能分级。螺母的材料一般与相配合的螺栓相近而硬度略低。
螺栓联接的许用应力与材料、制造、结构尺寸及载荷性质等有关。普通螺栓联接的许用拉应力按表12-6选取，许用剪应力和许用挤压应力按表12-7选取。 在设计时，通常螺栓直径未知，因此要用试算法：假定公称直径d，查出螺栓联接许用拉应力，按式12-11或式12-15计算螺栓小径d1，由d1查取公称直径d，若公称直径与原先假定值相差较大时，应进行重算，直到两者相近。
由表12-6可知，不严格控制预紧力的紧螺栓联接的许用拉应力与螺栓直径有关。在设计时，通常螺栓直径是未知的，因此要用试算法：先假定一个公称直径d，根据此直径查出螺栓联接的许用拉应力，按式12-11或式12-15计算出螺栓小径d1，由d1查取公称直径d，若该公称直径与原先假定的公称直径相差较大时，应进行重算，直到两者相近。
例12-1 如图12-14示，一钢制液压油缸，已知油压p=1. 6 N/mm2，D= 160 mm，采用8个4 例12-1 如图12-14示，一钢制液压油缸，已知油压p=1.6 N/mm2，D= 160 mm，采用8个4.8级螺栓，试计算其缸盖联接螺栓的直径和螺栓分布圆直径D。 解 （1） 决定螺栓工作载荷QF 每个螺栓承受的平均轴向工作载荷QF为
(2) 决定螺栓总拉伸载荷Q 根据密封性要求，对于压力容器取残余预紧力Qr=1.8QF，由式（12-11）可得 （3）求螺栓直径 选取螺栓材料为45钢，s=340 N/mm2（表12-6），装配时不严格控制预紧力，按表12-7，螺栓许用力为
由式（12-13）得螺纹的小径为 查GB196-81，取M16螺栓。 （4）决定螺栓分布圆直径 设油缸壁厚为10mm，从图12-14可以决定螺栓分布圆直径D0为 D0=D+2e+210=160+2[16+(3~6)]+210 =218~224mm 取D 0=220mm。
§12-5 提高螺栓联接强度的途径 1. 降低螺栓刚度 、增加被联接件刚度 增加螺栓刚度 降低螺栓刚度 降低被联接件刚度 增加螺栓刚度 降低螺栓刚度 降低被联接件刚度 2. 改善螺纹牙间的载荷分布 受拉的普通螺栓联接，其螺栓所受的总拉力是通过螺纹牙面间相接触来传递的。如图12-10所示，当联接受载时，螺栓受拉，螺距增大，而螺母受压，螺距减小。
图12-10 载荷分布不均匀导致的变形
因此，靠近支撑面的第一圈螺纹受到的载荷最大，到第8~10圈以后，螺纹几乎不受载荷，各圈螺纹的载荷分布见图12-11a)，因此采用圈数过多的厚螺母并不能提高螺栓联接强度。为改善螺纹旋合螺纹上的载荷分布不均匀程度，可采用悬置螺母（图12-11b）或环槽螺母（图12-11c）。
a) b) c) 图12-11改善应力分布不均匀的措施
3.减少或避免附加应力、减少应力集中 当被联接件、螺母或螺栓头部的支撑面粗糙（图12-12 a）、被联接件因刚度不够而弯曲（图12-12b）、钩头螺栓（图12-12c）以及装配不良等都会使螺栓中产生附加弯曲应力。
图12-12 加工或结构不合理引起的弯曲应力
对此，应从结构或工艺上采取措施，如规定螺纹紧固件与联接件支撑面的加工精度和要求；在粗糙表面上彩需经切削加工的凸台（图12-13 a）或沉头座（图12-13b）；采用球面垫圈（图12-13c）或斜垫圈（图12-13d）等。
螺栓上的螺纹（特别是螺纹的收尾）、螺栓头和螺栓杆的过渡处以及螺栓横截面面积发生变化的部位都会产生应力集中。为减少应力集中，可采用较大的圆角（图12-13e）和卸载结构（图12-13f）等措施。
图12-13 改善螺栓联接受力的措施