螺栓疲劳强度计算分析
螺栓疲劳强度计算分析
摘要：在应力理论、疲劳强度、螺栓设计计算的理论基础之上，以疲劳强度计算所采取的三种方法为依据，以汽缸盖紧螺栓连接为研究对象，进行本课题的研究。假设汽缸的工作压力为0~1N/mm2=之间变化，气缸直径D2=400mm，螺栓材料为5.6级的35钢，螺栓个数为14，在F〞=1.5F，工作温度低于15℃这一具体实例进行计算分析。利用ProE建立螺栓连接的三维模型及螺杆、螺帽、汽缸上端盖、下端盖的模型。先以理论知识进行计算、分析，然后在分析过程中借助于ANSYS有限元分析软件对此螺栓连接进行受力分析，以此验证设计的合理性、可靠性。经过近几十年的发展，有限元方法的理论更加完善，应用也更广泛，已经成为设计，分析必不可少的有力工具。然后在其分析计算基础上，对于螺栓连接这一类型的连接的疲劳强度设计所采取的一般公式进行分类，进一步在此之上总结。
关键词：螺栓疲劳强度，计算分析，强度理论，ANSYS 有限元分析。
Bolt fatigue strength analysis
Abstract: In stress fatigue strength theory，bolt，design calculation theory foundation to fatigue strength calculation for the three methods adopted according to the cylinder lid，fasten bolt connection as the object of research，this topic research. Assuming the cylinder pressure of work is 0 ~ 1N/mm2 changes，cylinder diameters between = = 400mm，bolting materials D2 for ms5.6 35 steel，bolt number for 14，in F "= 1.5 F below 15 ℃，the temperature calculation and analysis of concrete examples. Using ProE establish bolt connection three-dimensional models and screw，nut，cylinder under cover，cover model. Starts with theoretical knowledge calculate，analysis，and then during analysis，ANSYS finite element analysis software by this paper analyzes forces bolt connection，to verify the rationality of the design of and reliability. After nearly decades of development，the theory of finite element method is more perfect，more extensive application，has become an indispensable design，analysis the emollient tool. Then in its analysis and calculation for bolt connection，based on the type of connection to the fatigue strength design of the general formula classification，further on top of this summary. Keywords: bolt fatigue strength，calculation and analysis，strength theory，ANSYS finite elements analysis.
目录
1绪论.............................................. 错误!未指定书签。
1．1绪论 ....................................... 错误!未指定书签。
1.2 疲劳强度的概念及常见的疲劳损伤类型 ......... 错误!未指定书签。
1.3影响疲劳强度的因素 .......................... 错误!未指定书签。
1.4前景展望 .................................... 错误!未指定书签。
1.5研究的目的意义 .............................. 错误!未指定书签。2相关背景知识...................................... 错误!未定义书签。
2.1背景知识 .................................... 错误!未指定书签。
2.1.1强度理论及疲劳强度的计算主要有三种方法：错误!未指定书签。
2.4螺栓连接的结构设计的原则 .................... 错误!未指定书签。
3 Pro/E三维造型.................................... 错误!未指定书签。
3.1 ProE简介 ................................... 错误!未指定书签。
3.2螺栓连接零件图 .............................. 错误!未指定书签。4实例分析.......................................... 错误!未指定书签。
4.1理论分析 .................................... 错误!未指定书签。
4.1.1计算各力的大小 ........................ 错误!未指定书签。
4.2理论分析总结 ................................ 错误!未定义书签。
5 ANSYS有限元分析.................................. 错误!未指定书签。
5.1ANSYS有限元分析 ............................. 错误!未指定书签。
5.1.1分析软件及工作原理介绍 ................ 错误!未指定书签。
5.1.2 ANSYS分析求解步骤 .................... 错误!未指定书签。
5.2 ANSYS分析 .................................. 错误!未指定书签。
5.3ANSYS分析总结 ............................... 错误!未指定书签。总结............................................. 错误!未指定书签。[参考文献]......................................... 错误!未指定书签。致谢............................................. 错误!未指定书签。
1绪论
本章主要介绍疲劳强度的基本概念及疲劳损伤的类型，影响疲劳强度的因素，以及作此设计的前景、目的和意义。
1.1绪论
本次毕业论文研究的主要问题是—在强度理论基础之上就螺栓的疲劳强度计算及分析进行研究。为了便于机器的制造、安装、运输、维修以及提高其劳动生产率等，广泛地应用各种连接。螺栓连接、键连接、销连接、铆连接、焊接、胶接、过盈连接，其中螺栓连接因为其经济性，方便性，可靠性，最常用，用的最广，因而研究其在不同工作情况下的疲劳强度对于提高连接的可靠性，安全性，机械整体的性能，整个机械行业乃至整个国民经济的增长具有重要的意义。本论文侧重研究其在交变应力情况下的强度计算机分析。在冶金，矿山，工程，运输等机械设备中，承受变载荷的螺栓连接广泛地应用着，因而研究螺栓连接疲劳强度计算分析是十分必要和有实用价值的。本论文有两方面的任务一是疲劳强度的计，二是对影响疲劳强度的因素进行分析，就螺栓的疲劳强度计算展开，以汽缸螺栓连接实例把理论分析和有限元分析相结合，然后就此得出螺栓连接疲劳计算分析的一般规律。
1.2 疲劳强度的概念及常见的疲劳损伤类型
如轴、齿轮、轴承、叶片、弹簧等，在工作过程中各点的应力随时间作周期性的变化，这种随时间作周期性变化的应力称为交变应力（也称循环应力）。在交变应力的作用下，虽然零件所承受的应力低于材料的屈服点，但经过较长时间的工作后产生裂纹或突然发生完全断裂的现象称为金属的疲劳疲劳强度是指金属材料在无限多次交变载荷作用下而不破坏的最大应力称为疲劳强度或疲劳极限。
疲劳破坏是机械零件失效的主要原因之一。据统计，在机械零件失效中大约有80%以上属于疲劳破坏，而且疲劳破坏前没有明显的变形，所以疲劳破坏经常造成重大事故，所以对于轴、齿轮、轴承、叶片、弹簧等承受交变载荷的零件要选择疲劳强度较好的材料来制造。
1.3影响疲劳强度的因素
金属疲劳在交变应力作用下，金属材料发生的破坏现象。机械零件在交变压力作用下，经过一段时间后，在局部高应力区形成微小裂纹，再由微小裂纹逐渐扩展以致断裂。疲劳破坏具有在时间上的突发性，在位置上的局部性及对环境和缺陷的敏感性等特点，故疲劳破坏常不易被及时发现且易于造成事故。应力幅值、平均应力大小
循环次数是影响金属疲劳的三个主要因素。
1.4前景展望
伴随着计算机技术的发展和各种分析软件的成熟，ANSYS、ABAQUS、NASTRAN、MARK、ALGOR以及ADINA等为代表的一系列分析软件的不断完善，运动仿真技术的发展使其理论分析有了更加坚实可靠的手段和依据，使得其更加接近真实情况，各种仿真软件和分析系统的日趋完善使得对螺栓疲劳强度的分析计算更加科学，可信。
1.5研究的目的意义
螺栓连接的在各种设备及机械中广泛应用，连接的可靠性，安全性事关生命及整个国民经济的发展，可靠，严密的而强度理论研究是生产高强度，高质量的零部件的前提，可靠的连接是机械设备及其零部件正常，安全，高效工作的必然要求，所以进行螺栓疲劳强度的设计计算分析是发展生产的必然要求具有重大的理论和现实意义。
2相关背景知识
本章主要讲解进行螺栓疲劳强度计算分析所需要的理论基础，包括强度理论及疲劳强度计算的三种公式；螺栓连接的设计计算公式；螺栓连接的设计原则；强度计算公式选择的原则。
2.1背景知识
2.1.1强度理论及疲劳强度的计算主要有三种方法：
①若γ=常数，则也有α=1-γ/1+γ=常数，即α=常数，在图2.1中设M 点为一工作点，这样过原点的射线OM 就代表简单就代表简单加载情况。M 点（假设在AB 线上，一下均同假设）为工作应力点M 按γ=C 变化得到极限应力点。
联解OM ，AB 两条直可得
图 2.1 γ=常数时的极限应力
′′1′′a m a a m m σσσκσψσσσσσ-?????=+=
2-1
则可求出点M ′点坐标对于点M 点的应力极限为 11max ′′′max ()m a km m a a m a m σσσσσσσσσσσσσκσψσκσψσ--+==+==++ 2-2 则根据最大应力求得的最大应力安全系数计算值及强度条件为
][1max max n m a k a n ≥+-='=σσ?σσσσσ 2-3 ②按应力幅计算；
σmin=C
若man =C 则有σmin =m a σσ-=C ，故在图2中，过工作点M 作与横坐标夹角为45°的直线MM ′，则这条直线上任一点的应力最小值相同，即复合σmin=m a σσ-=C 的加载条件。M ′所代表的应力就是此情况下计算时应采用的疲劳极限应力。
图 2-2σmin=C 时的极限应力
联解直线MM ′，AB 方程
1a m a m a m σσσσσσσκσψσ-?????-=-=+′′′′ 2-4
代入min m a C σσσ=-= ，可解得M ′的坐标（σ′m ，σ′a ）
则根据最大应力求得的最大应力安全系数计算值及强度条件为 1min max max min 2()[]()(2)a m a a m a n n σσσσσκψσσσσσσσκψσσ-+-+===+++′′′≥ 2-5
③按应力的循环特性保持不变（即γ=C ）的应力变化规律计算
即σm=C 在图3中，过工作点M ，作纵轴的平行线MM ′，则此直线上任一点的应力，其平均应力相同，即符合σm=σ的加载条件。M ′点所代表的应力就是此情况下计算时所采取的疲劳强度极限应力。
图 2-3σm=C 时的极限应力
联解MM ′，AB 两直线方程
1m m a m C σσσσσκσψσ-?????-==+′′′ 2-6
可得M ′点的坐标（σ′m ， σ′a ）
根据最大应力求得的最大应力安全系数及强度条件为 1min max max min 2()[]()(2)a m a m a n n σσσσσσκψσσσσσσσκψσσ-+-+===+++′′′≥ 2-7
错误!未指定书签。设计计算时，对上述三种情况的安全系数的校核公式的取舍，要根据具体零件应力可能发生的规律来确定，对于难以确定其规律的，往往采用γ=C 的公式。
螺栓连接承受单向稳定变载荷时的疲劳强度计算。
对于承受预紧力和变化的工作拉力的紧螺栓连接，假设加预紧力F 后，承受0~F 之间的变化的工作拉力，从图所示的受轴向变载荷的螺栓受力情况图可见，此螺栓所受的总拉力在F~F 。之间变化。由图容易看出，当螺栓承受0~F 脉动变化的工作载荷时，螺栓内的应力为非对称循环变应力。这是因为虽然外加工作载荷是脉动变化的，但由于预紧力F 的存在，螺栓所受的总拉伸载荷则是在F~F 。之间变化的波动拉伸载荷，如果不考虑螺栓摩擦力矩的扭转作用，则螺栓受单向稳定的应变力。
对于受单向稳定应变力的螺栓疲劳强度校核计算就可以完全按照上述变应力的基本理论，至于具体使用那一种安全系数校核公式，首先要看螺栓承受变应力的变化规律如何，然后再确定。
图2-4轴向变载荷的螺栓受力情况
2．2螺栓设计计算受力选择原则
迄今为止我们应经对螺栓承受变应力的情况有了深入的认识了，形成了一些较成熟的观点，这里我们着重讨论一下几种。
第一种：影响变载荷零件疲劳强度的主要因素是应力幅。所以螺栓的疲劳强度可以按应力幅进行计算，即选用公式
[][]a a a n n σσσ=≥ 2-8
满足此条件极为安全。
第二种：由于 2min 14/F d σπ=′而F C =′为常数则min σ为常数，所以螺栓的疲劳强度按照min C σ=的情况进行计算，及选用下式校核。
最大安全系数
1min min 2()()(2)a a n σσσσσκψσκψσσ-+-=
++ 2-9 满足此条件即为安全
第三种：C γ=是最简单的加载方式，而螺栓受载荷属于复杂的非对称循环变载荷，计算较为繁琐。由于工程上常把较复杂的问题简单化成对称循环处理的方法。所以螺栓的疲劳强度计算可以按照这种简化方法，用γ=C 规律进行简化计算。
1[]a m n n σσσσκσψσ-=
+≥ 2-10
满足此条件即为安全。 螺栓连接的安全系数可参照下表1.1选择
2．3螺栓连接的计算公式
松螺栓连接的计算公式： ][421
σπσ≤=d F 2-11
螺栓危险截面拉伸强度为： 1d ≥
2-12
d 1——————螺纹小径，单位mm F ——————螺栓所承受的轴向工作载荷，单位N
[σ]—————螺栓连接的许用应力，单位N/mm 2
紧螺栓连接的计算公式： ][43.12
1σπσ==d F ca ο 2-13
σca —————螺栓预紧状态下的计算应力，σca =1.3σ
F 。—————螺栓所受的预紧力，单位为N.
2.4螺栓连接的结构设计的原则
1. 连接结合面的几何形状通常都设计成轴对称的简单集合形状，如圆形、环形、矩形、框形、三角形等这样不但利于加工制造，而且便于对称布置螺栓，使螺栓组的对称中心和连接结合面的形心重合，从而保证连接结合面的受力比较均匀。
2. 螺栓的布置应使各螺栓的受力合理。对于铰制孔用螺栓连接，不要在平行于工作载荷的方向上成排地布置8个 以上螺栓，以免载荷分布过于不均。
3. 螺栓的排列应有合理的间距、边距。布置螺栓时，各螺栓轴线以及螺栓轴线和机体壁间的最小距离，应根据扳手所需活动的空间的大小决定。
4.分布在同一圆周上的螺栓数目，应该取成偶数，以便在圆周上钻孔时的分度和画线。
5.避免螺栓承受附加的弯曲载荷。
3 Pro/E 三维造型
本章主要内容为三维造型软件ProE 简介及各零部件的三维模型和总装配图。
3.1 ProE 简介
在中国也有很多用户直接称之为“破衣”。1985年，PTC 公司成立于美国波士顿，开始参数化建模软件的研究。1988年，V1.0的Pro/ENGINEER 诞生了。经过10余年的发展，Pro/ENGINEER 已经成为三维建模软件的领头羊。目前已经发布了Pro/ENGINEER WildFire6.0（中文名野火6)。PTC 的系列软件包括了在工业设计和机械设计等方面的多项功能，还包括对大型装配体的管理、功能仿真、制造、产品数据管理等等。Pro/ENGINEER 还提供了全面、集成紧密的产品开发环境。是一套由设计至生产的机械自动化软件，是新一代的产品造型系统，是一个参数化、基于特征的实体造型系统，并且具有单一数据库功能的综合性MCAD 软件。
3.2螺栓连接零件图
图3.1 螺母
图3.2 螺杆
图3.3 汽缸上端盖
图3-4 下端盖
图3-5 总装配图
4实例分析
本章就汽缸螺栓连接这一实例，根据螺栓连接的强度理论进行计算分析。
4.1理论分析
气缸盖螺栓连接的设计，如图所示，已知：汽缸工作压力p 在0~1N/mm2之间变化。 汽缸直径为D2=400mm ，螺栓材料 5.6级的35钢，螺栓数目为14，使1.5F F =''，用石棉铜皮垫片，工作温度不高于15℃。
图4.1气缸螺栓连接模型
（一）计算每个螺栓承受的最大工作载荷
1）汽缸最大载荷
222400112566444Q D p N ππ?==?=. 4-1
2）螺栓最大工作载荷 125664897614Q F N z == 4-2
则螺栓工作载荷F 在0~8976N 之间变化。
剩余预紧力
1.5 1.5897613464F F N ==?='' 4-3 3)螺栓最大拉力
89761346422440F F F N =+=+=''o 4-4 4)预紧力 112224400.8897615265c F F F N c c =-=-?='+o 4-5
5)许用拉应力 按控制预紧力取安全系数 ，查《机械零件手册》知
2300/a N mm σ=， 且2300[]200/[] 1.5a N mm n σσ=
==。 (二)按静强度计算螺栓尺寸 2300[]200/[] 1.5a N mm n σσ=== 4-6
（三）螺栓疲劳强度校核
1）计算各参数
a 危险剖面积 22211 3.14(15.294)183.744A d mm π==?= 4-7
b 螺栓受最大应力 2max 122440/122.16/183.7F A N mm σ==
=o 4-8 c 螺栓受最小应力
2min 115259/83.06/183.7F A N mm σ===' 4-9 d 螺栓应力幅 max min 2122.1683.0619.55/22a N mFS σσσ--=== 4-10 e 螺栓平均应力 max min 2122.1683.06102.16/min 22m N σσσ++=== 4-11 f 查《机械零件手册》可知平均应力的折算系数 为对称循环弯曲疲劳极限 又查
手册知 3.45σκ= ，0.87σε= ，0.9β=
则综合影响系数 3.45 4.40.870.9
σσσκκεβ===? 4-12
下面分别用三种方法对该零件进行螺栓疲劳强度校核
第一种方法：依据第一观点，按应力幅计算，带入公式2-8有
满足强度条件，安全。 第二种方法：依据第二种观点，按min C σ=规律计算，代入公式2-9，有1min min 2()2210 4.40.1583.06 1.39[]()(2) 4.40.15219.5583.06a n n σσσσσσκψσκψσσ-+-?+-?===>+++?+（）（）（） 满足强度条件，安全。
第三种方法：依据第三种观点，那C γ=规律计算，代入公式2-7，有
由计算可知设计满足各项要求是合理的。
4.2理论分析总结
三种计算结果分析归纳总结见下表
表4-1
5
ANSYS
分析 5.1ANSYS 有限元分析
有限元法也称为有限单元法，是随着计算机的使用发展起来的一种有效地数值计算方法。这种方法大约起源于20世纪50年代航空领域飞机结构的强度分析。该方法的思想是把整体结构看作是由有限个相互连接二组成的集合体，每个单元赋予一定的
物理特性，然后组合在一起就能近似的等效整体结构的物理特性然。有限元分析（Finite Element Analysis， FEA）是在结构分析领域中应用和发展起来的，它不仅可以解决工程中的结构分析问题，同时也可以解决传热学、流体力学、电磁学和声学等领域的问题。由于有限元法计算精度高、适用性强、计算格式规范统一，有限元计算结构已经成为各类工业产品设计和性能评估的可靠依据，已经成为设计学中不可缺少的一种重要方法，在大型结构应力应变分析、稳定性分析、传热分析、电磁场分析、流体分析等方面扮演越来越重要的角色
ANSYS软件是融结构、流体、电场、磁场、声场分析于一体的大型通用有限元分析软件。由世界上最大的有限元分析软件公司之一的美国ANSYS开发，它能与多数CAD软件接口，实现数据的共享和交换，如Pro/Engineer， NASTRAN， Alogor， I －DEAS， AutoCAD等，是现代产品设计中的高级CAD工具之一。
一、软件功能简介
软件主要包括三个部分：前处理模块，分析计算模块和后处理模块。前处理模块提供了一个强大的实体建模及网格划分工具，用户可以方便地构造有限元模型；分析计算模块包括结构分析（可进行线性分析、非线性分析和高度非线性分析）、流体动力学分析、电磁场分析、声场分析、压电分析以及多物理场的耦合分析，可模拟多种物理介质的相互作用，具有灵敏度分析及优化分析能力；后处理模块可将计算结果以彩色等值线显示、梯度显示、矢量显示、粒子流迹显示、立体切片显示、透明及半透明显示（可看到结构内部）等图形方式显示出来，也可将计算结果以图表、曲线形式显示或输出。软件提供了100种以上的单元类型，用来模拟工程中的各种结构和材料。该软件有多种不同版本，可以运行在从个人机到大型机的多种计算机设备上，如PC，SGI，HP，SUN，DEC，IBM，CRAY等。目前版本为ANSYS5.7版，其微机版本要求的操作系统为Windows 95/98或Windows NT，也可运行于UNIX系统下。微机版的基本硬件要求为：显示分辨率为1024×768，显示内存为2M以上，硬盘大于350M，推荐使用17英寸显示器。
启动ANSYS，进入欢迎画面以后，程序停留在开始平台。从开始平台（主菜单）可以进入各处理模块：PREP7（通用前处理模块），SOLUTION（求解模块），POST1（通用后处理模块），POST26（时间历程后处理模块）。ANSYS用户手册的全部内容都可以联机查阅。
用户的指令可以通过鼠标点击菜单项选取和执行，也可以在命令输入窗口通过键
盘输入。命令一经执行，该命令就会在.LOG文件中列出，打开输出窗口可以看到.LOG 文件的内容。如果软件运行过程中出现问题，查看.LOG文件中的命令流及其错误提示，将有助于快速发现问题的根源。.LOG 文件的内容可以略作修改存到一个批处理文件中，在以后进行同样工作时，由ANSYS自动读入并执行，这是ANSYS软件的第三种命令输入方式。这种命令方式在进行某些重复性较高的工作时，能有效地提高工作速度。
5.1.2 ANSYS分析求解步骤
1）实体建模；
2）网格划分；
3）施加载荷：
4）分析求解
5.2 ANSYS分析
5.1实体模型
【ANSYS算例】螺栓疲劳强度分析(GUI)
计算模型见图5-1，该问题的有限元分析过程如下。
(1)进入ANSYS（设定工作目录和工作文件）
程序→ ANSYS → ANSYS Interactive → Working directory（设置工作目录）→Initial jobname（设置工作文件名）：Press → Run → OK
(2)设置分析特性
ANSYS Main Menu：Preferences…→ Structural → OK
(3)定义单元类型
ANSYS Main Menu：Preprocessor → Element Type → Add/Edit/Delete... → Add…→ Solid: Tet 10node 187 （10节点四面实体结构单元）→ OK（返回到Element Types窗口）→ Close…
(4)定义材料参数
ANSYS Main Menu：Preprocessor →Material Props →Material Models →Structural → Linear → Elastic → Isotropic：EX：2.06e11（弹性模量），PRXY：0.3（泊松比）→ OK →鼠标点击该窗口右上角的“×”来关闭该窗口
（5）PROE导入实体几何模型
（6）ANSYS Main Menu：Preprocessor → Meshing → MeshTool→位于Size Controls下的Lines：Set →要求选择定义单元划分数的线。选择底座圆周纵向的线→OK → Element Size on Picked…在No.of element divisions下输入：5→OK →Mesh→ Volumes→Mesh → Pick all(如图5-2)
图5-2网格划分结果
（7）模型施加位移约束
ANSYS Main Menu:Solution→Loads→Apply→Stuctural-Displacement→on Lines →拾取底座底面的所有外边界线→OK→选择ALL DOF作为约束自由度→OK
NSYS Main Menu:Solution→Loads→Apply→Stuctural-Displacement→on Lines→拾取底座底面螺栓孔边界线→选择UY→OK
（8）模型施加载荷和约束
.. 在底座上表面施加工作载荷
ANSYS Main Menu：Solution →Loads →Apply → Structural →Pressure → On Areas →拾取底座上表面→ OK → VALUE：-125664 → OK
用箭头显示压力值
ANSYS Utility Menu：PlotCtrls→Symbols（Show Pres and convect as）→OK SAVE-DB 保存数据库
（9）分析计算
ANSYS Main Menu：Solution → Solve → Current LS → OK
（10）结果显示
ANSYS Main Menu：General Postproc → Plot Results → Deformed shape…→ Def shape only →OK（返回到Plot Results）→ Contour Plot→Nodal Solu→ Stress → von Mises stress→OK（还可以继续观察其他结果）
（11）退出系统
ANSYS Utility Menu：File → Exit…→ Save Everything→OK
（12）计算结果验证
按以上计算方案，可得到最大Von Miss等效应力和最大的Y方向应力分别为：
34.6MPa、 12.8 MPa，等效应力与Y方向应力分布分别如图5-3、5-4所示。
(a)Von Mises等效应力(Pa) (2) Y方向(垂直方向)的应力(Pa)
图5-3：Von Miss等效应力（Pa）
图5-4：-Y方向（垂直方向）的应力（Pa）
螺栓疲劳强度计算结果
为验证计算结果，气缸底座为参考对象，假设其受均布载荷，-Y方向(垂直)应力为：8976N/（3.14×(14/2）2）=58.3 MPa>12.8 MPa可见与上右图相吻合。
5.3ANSYS分析总结
由ANSYS分析可知此种设计及其参数满足各项要求。气缸的螺栓连接设计是合理的。有限元分析在设计的过程中发挥着非常重要的作用应该引起大家的重视。
总结
根据以上比较分析，我们很容易看出，若按规律设计计算，n值偏大，使用不安全，故在安全性要求较高及精度要求高的设备中研发设计时很少用；变载荷螺栓疲劳强度设计若按规律进行计算，具备足够的精确度，所以在精度要求高，，特别重要的机械设备常采用这种方法，是用的范围最广的；按应力幅强度条件计算，精确度次之，但是由于其方法比较简单故在一般的机械设备中经常用到。
由ANSYS有限元分析结果可知，设计完全符合强度要求。虽然有限元对零件进行塑性变形计算的时间远大于进行弹性计算所需的时间。但是零件在使用期限内，其疲劳载荷系列中往往只有很小一部分使材料进入了塑性区；绝大部分的载荷序列都只使材料发生弹性变形，而弹性有限分析的速度是很快的，所以可以使用。
疲劳破坏是机械零件的常见破坏形式，对零件进行疲劳计算分析对于设计而言至关重要的环节之一。随着有限元法的广泛应用与结构受力分析。很多疲劳分析软件都直接使用有限元软件的分析结构作为输入。象ANSYS这种优秀的分析软件在机械设计领域必定得到更加广泛的应用。
[参考文献]
[1] 刘鸿文. 材料力学。4版。北京：高等教育出版社，2004。
[2] 濮良贵纪名刚，机械设计。8版，北京：高等教育出版社，2006.
[3] 王步瀛.机械零件强度计算的理论和方法。北京：高等教育出版社，1986
[4] 卜炎.螺纹连接设计与计算。北京：高等教育出版社，1993
[5] [苏]谢联先C B。机械零件的承载能力和强度计算。汪一麟，等译。北京：机械工业出版社，
1984
[6] 刘莉莉，张德豫 . 《螺栓疲劳强度的计算再分析》选自焦作矿业学院学报 1993.4月59~61，
56~58
[7] 周开勤机械零件手册.第四版.1994
[8] (美)希格利.米切尔着.机械工程设计，金永昕，余长庚，汝元功等译.第四版1988
[9] （德）尼罗，温特尔等着.机械零件.第二版第一卷，余梦生，倪温馨等译1991.北京：机械
工业出版社
[10] （德）弗洛尼斯主编.设计学——机械零件.王汝森译.1988
[11] （苏）扎布隆斯基着.机械零件.余梦生，欧踪瑛，吴宗泽译.1992
[12] （美）伯尔着.机械分析与机械设计.汪一麟等译.北京：机械工业出版社，1988
[13] （美）Hindhede，zimmernan.Hopkins，et al.Machine Design Fundamental——A Pratical
Approach，John Wiley &Sons，1983
[14] 周宁主编.沈进主审ansys机械工程应用实例北京：中国水利水电出版社2006.5
[15] Rajput R K. Elements of Mechanical Engineering.Katson Publ .House，1985
[16] Orlov P.Fundamentals of Machine Design. Moscow :Mir Pub，1987.
[17] Collacott R A. Mechaanical Fault Diagnosis and Condition Monitoring. London :
Chapman and Hall，1977
[18] 许尚贤.机械设计中的有限元分析.北京：高等教育出版社，1992
[19] 刘鸿文主编.简明材料力学.北京：高等教育出版社，1997
[20] 哈尔滨工业大学理论力学教研室编.理论力学上下册.第四版.北京：高等教育出版社. 1982
[21] 张永昌.Msc.Nastran有限元分析理论基础及应用[M]北京:科学出版社，2004
[22] 马爱军.等Patran和Nastran有限元分析专业教程[M]北京：清华大学出版社，2005
[23] 王德俊.疲劳强度理论和设计方法[M].东北工学院出版社，1990
[24] 周传月.郑红霞，罗慧.MSC Fatigue疲劳分析应用于实例[M].北京：科学出版社，2005
[25] 徐灏.疲劳强度[M].北京：高等教育出版社.1998
[26] 姚卫星.结构疲劳寿命分析.北京：国防工业出版社，2003
[27] 王自勤.螺栓应力应变与疲劳寿命分析.航空制造技术，2001.4
[28] 崔旭明、何富军、张晶、罗敏.油管的疲劳强度.应力力学报.2004.1
螺栓组受力分析与计算..
螺栓组受力分析与计算 一．螺栓组联接的设计 设计步骤： 1．螺栓组结构设计 2．螺栓受力分析 3．确定螺栓直径 4．校核螺栓组联接接合面的工作能力 5．校核螺栓所需的预紧力是否合适 确定螺栓的公称直径后，螺栓的类型，长度，精度以及相应的螺母，垫圈等结构尺寸，可根据底板的厚度，螺栓在立柱上的固定方法及防松装置等全面考虑后定出。 1. 螺栓组联接的结构设计 螺栓组联接结构设计的主要目的，在于合理地确定联接接合面的几何形状和螺栓的布置形式，力求各螺栓和联接接合面间受力均匀，便于加工和装配。为此，设计时应综合考虑以下几方面的问题： 1）联接接合面的几何形状通常都设计成轴对称的简单几何形状，如圆形，环形，矩形，框形，三角形等。这样不但便于加工制造，而且便于对称布置螺栓，使螺栓组的对称中心和联接接合面的形心重合，从而保证接合面受力比较均匀。 2）螺栓的布置应使各螺栓的受力合理。对于铰制孔用螺栓联接，不要在平行于工作载荷的方向上成排地布置八个以上的螺栓，以免载荷分布过于不均。当螺栓联接承受弯矩或转矩时，应使螺栓的位置适当靠近联接接合面的边缘，以减小螺栓的受力（下图）。如果同时承受轴向载荷和较大的横向载荷时，应采用销，套筒，键等抗剪零件来承受横向载荷，以减小螺栓的预紧力及其结构尺寸。 接合面受弯矩或转矩时螺栓的布置
3）螺栓排列应有合理的间距，边距。布置螺栓时，各螺栓轴线间以及螺栓轴线和机体壁间的最小距离，应根据扳手所需活动空间的大小来决定。扳手空间的尺寸（下图）可查阅有关标准。对于压力容器等紧密性要求较高的重要联接，螺栓的间距t0不得大于下表所推荐的数值。 扳手空间尺寸 螺栓间距t0 注：表中d为螺纹公称直径。 4）分布在同一圆周上的螺栓数目，应取成4，6，8等偶数，以便在圆周上钻孔时的分度和画线。同一螺栓组中螺栓的材料，直径和长度均应相同。 5）避免螺栓承受附加的弯曲载荷。除了要在结构上设法保证载荷不偏心外，还应在工艺上保证被联接件，螺母和螺栓头部的支承面平整，并与螺栓轴线相垂直。对于在铸，锻件等的粗糙表面上应安装螺栓时，应制成凸台或沉头座（下图1）。当支承面为倾斜表面时，应采用斜面垫圈（下图2）等。
高强度螺栓疲劳校核
16、轮盘连接高强度螺栓疲劳强度校核 说明： 轮盘在设备的设计使用寿命期限内，始终处于受压状态，其三根弦杆承受压力作用，轮盘的整体弯矩由内、外弦杆的压力调幅来平衡，弦杆法兰连接的高强度螺栓承受的、由单独弦杆的弯矩引起的交变力很小。 由于法兰结合面的载荷全部为压力载荷，故螺栓的工作应力都小于其预紧力，故螺栓的拉力载荷总在预紧力一下某一范围波动。对螺栓而言，保证法兰结合面不松开，其压力载荷越大，螺栓残余预紧力就越小，螺栓的拉力就越小。本文的计算模型转变为较小圆角过度的阶梯轴拉伸（如图一），校核过渡截面的疲劳应力。 观览车的运行速度很慢，每周循环的时间为20分钟，考虑50年的使用寿命期，每年300天，每天工作8小时，共运行300000次循环，选小于结构钢S-N曲线的转折点的循环次数，且本文的计算载荷为正常满载+15m/s风载的载荷情况，故计算结果有一定的保守性。 疲劳设计方法是一门以试验为基础的设计方法，本计算选取的疲劳性能数据选自国内公开的《机械设计手册》数据。 图一：计算模型
附：螺栓无限寿命校核说明书 一、螺栓参数和预紧力： 螺栓直径：M30x160 性能等级：10.9级 过渡圆角：r=0.5mm 螺栓材料的破断强度：1000MPa 螺栓副连接的相对刚度：m b b C C C +=0.25 选用的单个螺栓预紧力矩：Nm T 1600= 则预紧力：kN N d T Q p 2671067.2030 .02.016002.05=?=?== 二、螺栓组载荷： 主管法兰圆周应力分布及载荷谱： 530*30螺栓组主管件轴力， 六点方位N=-4729kN ，七点半N=-4487kN ，九点N=-3785kN ，十点半N=-3181kN ，十一点N=-2961kN ，十二点N=-2300kN ，一点N=-2960kN ，一点半N=-3253kN ，三点N=-3891kN ，四点半N=-4552kN 。 最大压力：kN F a 4729-= 换算到单个螺栓的最大压力载荷：kN F F a 39412/472912/-=-== 螺栓最小拉力：kN F F C C C Q Q m b b p 1680.25267min =+=++ = 最小压力：kN F a 2300-=
预应力钢绞线参数及计算公式汇总
预应力钢绞线参数及计算公式汇总 参数：钢绞线抗拉强度标准值fpk=1860Mpa，弹性模量：Ep=1.95*105Mpa，松弛率为2.5%，公称直径￠s=15.2mm，钢绞线面积A=140mm2，管道采用预埋金属波纹管成孔且壁厚不小于0.3mm。预应力筋平均张拉力按下式计算： p p=（p(1-e-（kx+μ?）)）/kx+μ? 式中：p p---预应力筋平均张力（N）。 p-----预应力筋张拉端的张拉力（N）。 X-----从张拉端至计算截面的孔道长度（m）。 ?-----从张拉端至计算截面曲线孔道部分切线的夹角之和（rad）。 K-----孔道每米局部偏差对摩擦的影响系数，参见附表G-8。 μ-----预应力筋与孔道比壁的摩擦系数，参见附表G-8。 注：e=2.71828，当预应力筋为直线时p p= p。 预应力筋的理论伸长值△L（mm）可按下式计算； △L =（p p *L）/A p*Ep 式中：p p-----预应力筋的平均张拉力（N），直线筋取张拉端的拉力，两端张拉的曲线筋，计算方法见上式。 L-------预应力筋的长度（mm）。
A p-----预应力筋的截面面积（mm2）。 Ep------预应力筋的弹性模量（N/ mm2）。 附表G-8 系数K及μ值表 注意事项： 预应力筋张拉时，应先调整到初应力σ0该初应力宜为张拉控制应力σcom的10%~15%。伸长值应从初应力时开始量测。力筋的实际伸长值除量测的伸长值外，必须加上初应力以下的推算伸长值。对后张法构件，在张拉过程中产生的弹性压缩值一般可省略。 预应力张拉实际伸长值△L（mm）=△L1+△L2 式中：△L1-从预应力至最大张拉应力间的实测伸长值（mm）△L2-初应力以下的推算伸长值(MM)，可采用相邻级的伸长值。
对拉螺栓力学性能表 强度计算公式.
对拉螺栓力学性能表强度计算公式（穿墙螺丝） 作者：建材租赁来源：穿墙螺丝日期：2011-5-14 14:10:04 人气：1693 导读：对拉螺栓（穿墙螺丝）力学性能表，强度计算公式，力学性能验算。 1.对拉螺栓（穿墙螺丝）力学性能表 螺栓直径(mm螺纹内径(mm净面积(mm2重量(kg/m容许拉力(N M12 M14 M16 9.85 11.55 13.55 76 105 144 0.89 1.21 1.58 12900 17800 24500 M18 M20 M22 14.93 16.93 18.93 174 225 282 2.00 2.46 2.98 29600 38200 47900 2．强度验算 已知2[100×50×3.0 冷弯槽钢 强度满足要求。
(二挠度验算 验算挠度时，所采用的荷载，查表得知仅采用新浇混凝土侧压力的标准荷载(F。 所以： 已知 钢楞容许挠度按表。 挠度满足要求。 二、主钢楞验算 (一强度验算 1．计算简图 2．荷载计算 P为次钢楞支座最大反力(当次钢楞为连续梁端已含反力为、中跨反力为0.5ql，所以，0.6+0.5。 3．强度验算 强度不够，为此应采取下列措施之一： (1 加大钢楞断面，再进行验算； (2 增加穿墙螺栓，在每个主次钢楞交点处均设穿墙螺栓，则主钢楞可不必再验算。 例3：已知混凝土对模板的侧压力为F=30kN/m2，对拉螺栓间距，纵向、横向均为0.9m，选用M16穿墙螺栓，试验算穿墙螺栓强度是否满足要求。
[解] 满足要求。 对拉螺栓（穿墙螺丝）力学性能表 螺栓直径(mm螺纹内径(mm净面积(mm2重量(kg/m容许拉力(N M12 M14 M16 9.85 11.55 13.55 76 105 144 0.89 1.21 1.58 12900 17800 24500 M18 M20 M2214.93 16.93 18.93 174 225 282 2.00 2.46 2.98 29600 38200 47900
抗拉强度与伸长率测试方法与设备介绍
抗拉强度与伸长率测试方法与设备介绍 抗拉强度与伸长率测试方法与设备介绍 抗拉强度与伸长率，是指材料在拉断前承受的最大应力值与断裂时的伸长率。通过检 测能够有效解决材料抗拉强度不足等问题。Labthink 兰光研发生产的智能电子拉力试验 机系列产品，可专业适用于塑料薄膜、复合材料、软质包装材料、塑料软管、医用敷料、 保护膜、金属箔片、隔膜、背板材料、无纺布、橡胶、纸张等产品的抗拉强度与伸长率指 标测试。 抗拉强度与伸长率方法： 试样制备：宽度15mm ，取样长度不小于 150mm ，确保标距100mm ；对材料变形率较大试样，标距不得少于50mm 。 试验速度：500±30mm/min 试样夹持：试样置于试验机两夹具中，使试样纵轴与上下夹具中心连线重合，夹具松 紧适宜。 抗拉强度（单位面积上的力）计算公式： 拉伸强度计算公式σ=F/(b×d) σ：抗拉强度（MPa ） F ：力值（N ） Labthink 兰光|包装检测仪器优秀供应商山东省济南市无影山路144号 b ：宽度（mm ） d ：厚度（mm ） 抗拉强度检测用设备——XLW(EC)智能电子拉力试验机： Labthink 兰光XLW(EC)智能电子拉力试验机专业适用于塑料薄膜、复合材料、软质包装材料、塑料软管、胶粘剂、胶粘带、不干胶、医用贴剂、保护膜、组合盖、金属箔、 隔膜、背板材料、无纺布、橡胶、纸张等产品的拉伸、剥离、变形、撕裂、热封、粘合、 穿刺力、开启力、低速解卷力、拨开力等性能测试。 XLW(EC) 是一款专业用于测试各种软包装材料拉伸性能等力学特性的电子拉力试验机；优于0.5级测试精度有效地保证了试验结果的准确性；系统支持拉压双向试验模式，试验 速度可自由设定；一台试验机集成拉伸、剥离、撕裂、热封等八种独立的测试程序，为用 户提供了多种试验项目选择；气动夹持试样，防止试样滑动，保证测试数据的准确性。 测试原理：
螺栓剪切强度计算
螺栓剪切强度计算一、基本公式 mm M1螺栓的应力截面积：0.462 mm M2螺栓的应力截面积：2.072 mm M3螺栓的应力截面积：5.032 mm M4螺栓的应力截面积：8.782 mm M5螺栓的应力截面积：14.22 mm M6螺栓的应力截面积：20.12 mm M8螺栓的应力截面积：36.62 mm M10螺栓的应力截面积：582 mm M12螺栓的应力截面积：84.32 mm M14螺栓的应力截面积：1152
mm M16螺栓的应力截面积：1572 mm M18螺栓的应力截面积：1922 mm M20螺栓的应力截面积：2452 mm M22螺栓的应力截面积：3032 mm M24螺栓的应力截面积：3532 mm M27螺栓的应力截面积：4592 mm M30螺栓的应力截面积：5612 mm M33螺栓的应力截面积：6942 mm M36螺栓的应力截面积：8172 mm M39螺栓的应力截面积：9762 二、螺栓代号含义 8.8级螺栓的含义是螺栓强度等级标记代号由“?”隔开的两部分数字组成。标记代号中“?”前数字部分的含义表示公称抗拉强度，碳钢：公制螺栓机械性能等级可分为：3.6、4.6、4.8、5.6、5.8、6.8、8.8、9.8 、13.5 1 、螺栓材质公称抗拉强度达800MPa级；（第一个8） 2、螺栓材质的屈强比值为0.8；（第二个8就是0.8） 3、螺栓材质的公称屈服强度达800×0.8=640MPa级 三、剪应力和拉引力关系 实验证明，对于一般钢材，材料的许用剪应力与许用拉应力有如下关系： 塑性材料[t]=0.6-0.8[b]；脆性材料[t]=0.8-1.0[b] 四、零件应力取值 机械设计或工程结构设计中允许零件或构件承受的最大应力值。要判定零件或构件受载后的工作应力过高或过低，需要预先确定一个衡量的标准，这个标准就是许用应力。凡是零件或构件中的工作应力不超过许用应力时，这个零件或构件在运转中是安全的，否则就是不安全的。许用应力是机械设计和工程结构设计中的基本数据。在实际应用中，许用应力值一般由国家工程主管部门根据安全和经济的原则，按材料的强度、载荷、环境情况、加工质量、计算精确度和零件或构件的重要性等加以规定。许用应力等于考虑各种影响因素后经适当修正的材料的失效应力（静强度设计中用屈服极限yield limit或强度极限strength limit疲劳强度设计中用疲劳极限fatigue limit）除以安全系数。塑性材料（大多数结构钢和铝合金）以屈服极限为基准,除以安全系数后得许用应力,即[σ]=σs/n（n=1.5~2.5）;脆性材料（铸铁和高强钢）以强度极限为基准，除以安全系数后得许用应力,即[σ]=σb/n(n=2~5)。(n为安全系数)
摩擦型高强螺栓的计算方式
第三章连接返回 §3-6 高强度螺栓连接的构造和计算 高强度螺栓连接的工作性能和构造要求 一、高强度螺栓连接的工作性能 1、高强度螺栓的抗剪性能 由图中可以看出，由于高强度螺栓连接有较大的预拉力，从而使被连板叠中有很大的预压力，当连接受剪时，主要依靠摩擦力传力的高强度螺栓连接的抗剪承载力可达到1点。通过1点后，连接产生了滑解，当栓杆与孔壁接触后，连接又可继续承载直到破坏。如果连接的承载力只用到1点，即为高强度螺栓摩擦型连接；如果连接的承载力用到4点，即为高强度螺栓承压型连接。 2、高强度螺栓的抗拉性能 高强度螺栓在承受外拉力前，螺杆中已有很高的预拉力P，板层之间则有压力C，而P与C维持平衡（图）。当对螺栓施加外拉力N t，则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（图）。 计算表明，当加于螺杆上的外拉力N t为预拉力P的80%时，螺杆内的拉力增加很少，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连接中。研究表明，当外拉力N t≤时，不出现撬力，如图所示，撬力Q大约在N t达到时开始出现，起初增加缓慢，以后逐渐加快，到临近破坏时因螺栓开始屈服而又有所下降。 由于撬力Q的存在，外拉力的极限值由N u下降到N'u。因此，如果在设计中不计算撬力Q，应使N≤；或者增大T形连接件翼缘板的刚度。分析表明，当翼缘板的厚度t1不小于2倍螺栓直径时，螺栓中可完全不产生撬力。实际上很难满足这一条件，可采用图所示的加劲肋代替。 在直接承受动力荷载的结构中，由于高强度螺栓连接受拉时的疲劳强度较低，每个高强度螺栓的外拉力不宜超过。 当需考虑撬力影响时，外拉力还得降低。 二、高强度螺栓连接的构造要求
螺栓疲劳强度计算分析
螺栓疲劳强度计算分析 摘要：在应力理论、疲劳强度、螺栓设计计算的理论基础之上，以疲劳强度计算所采取的三种方法为依据，以汽缸盖紧螺栓连接为研究对象，进行本课题的研究。假设汽缸的工作压力为0~1N/mm2=之间变化，气缸直径D2=400mm，螺栓材料为5.6级的35钢，螺栓个数为14，在F〞=1.5F，工作温度低于15℃这一具体实例进行计算分析。利用ProE建立螺栓连接的三维模型及螺杆、螺帽、汽缸上端盖、下端盖的模型。先以理论知识进行计算、分析，然后在分析过程中借助于ANSYS有限元分析软件对此螺栓连接进行受力分析，以此验证设计的合理性、可靠性。经过近几十年的发展，有限元方法的理论更加完善，应用也更广泛，已经成为设计，分析必不可少的有力工具。然后在其分析计算基础上，对于螺栓连接这一类型的连接的疲劳强度设计所采取的一般公式进行分类，进一步在此之上总结。 关键词：螺栓疲劳强度，计算分析，强度理论，ANSYS 有限元分析。
Bolt fatigue strength analysis Abstract: In stress fatigue strength theory，bolt，design calculation theory foundation to fatigue strength calculation for the three methods adopted according to the cylinder lid，fasten bolt connection as the object of research，this topic research. Assuming the cylinder pressure of work is 0 ~ 1N/mm2 changes，cylinder diameters between = = 400mm，bolting materials D2 for ms5.6 35 steel，bolt number for 14，in F "= 1.5 F below 15 ℃，the temperature calculation and analysis of concrete examples. Using ProE establish bolt connection three-dimensional models and screw，nut，cylinder under cover，cover model. Starts with theoretical knowledge calculate，analysis，and then during analysis，ANSYS finite element analysis software by this paper analyzes forces bolt connection，to verify the rationality of the design of and reliability. After nearly decades of development，the theory of finite element method is more perfect，more extensive application，has become an indispensable design，analysis the emollient tool. Then in its analysis and calculation for bolt connection，based on the type of connection to the fatigue strength design of the general formula classification，further on top of this summary. Keywords: bolt fatigue strength，calculation and analysis，strength theory，ANSYS finite elements analysis.
螺栓组受力分析与计算..
螺栓组受力分析与计算 螺栓组受力分析与计算 一.螺栓组联接的设计 设计步骤： 1.螺栓组结构设计 2.螺栓受力分析 3.确定螺栓直径 4.校核螺栓组联接接合面的工作能力 5.校核螺栓所需的预紧力是否合适 确定螺栓的公称直径后，螺栓的类型，长度，精度以及相应的螺母，垫圈等结构尺寸，可根据底板的厚度，螺栓在立柱上的固定方法及防松装置等全面考虑后定出。 H1.螺栓组联接的结构设计 螺栓组联接结构设计的主要目的，在于合理地确定联接接合面的几何形状和螺栓的布置形式，力求各螺栓和联接接合面间受力均匀，便于加工和装配。为此，设计时应综合考虑以下几方面的问题： 1）联接接合面的几何形状通常都设计成轴对称的简单几何形状，如圆形，环形，矩形，框形, 三角形等。这样不但便于加工制造，而且便于对称布置螺栓，使螺栓组的对称中心和联接接合面的形心重合，从而保证接合面受力比较均匀。 2）螺栓的布置应使各螺栓的受力合理。对于铰制孔用螺栓联接，不要在平行于工作载荷的方
向上成排地布置八个以上的螺栓，以免载荷分布过于不均。当螺栓联接承受弯矩或转矩时，应使螺栓的位置适当靠近联接接合面的边缘，以减小螺栓的受力（下图）。如果同时承受轴向载荷和较大的横向载荷时，应采用销，套筒，键等抗剪零件来承受横向载荷，以减小螺栓的预紧力及其结构尺寸。 | 塾〉不令 接合面受弯矩或转矩时螺栓的布置
3）螺栓排列应有合理的间距，边距。布置螺栓时，各螺栓轴线间以及螺栓轴线和机体壁间的最小距离，应根据扳手所需活动空间的大小来决定。扳手空间的尺寸（下图）可查阅有关标准。对于压力容器等紧密性要求较高的重要联接，螺栓的间距to不得大于下表所推 荐的数值。 扳手空间尺寸 螺栓间距t o 注：表中d为螺纹公称直径。 4）分布在同一圆周上的螺栓数目，应取成4, 6, 8等偶数，以便在圆周上钻孔时的分度和画线。同一螺栓组中螺栓的材料，直径和长度均应相同。 5）避免螺栓承受附加的弯曲载荷。除了要在结构上设法保证载荷不偏心外，还应在工艺上保证被联接件，螺母和螺栓头部的支承面平整，并与螺栓轴线相垂直。对于在铸，锻件等的粗糙表面上应安装螺栓时，应制成凸台或沉头座（下图1）。当支承面为倾斜表面时，应采用斜面垫圈（下图2）等。
联接螺栓强度计算方法
联接螺栓的强度计算方法
一．连接螺栓的选用及预紧力： 1、已知条件： 螺栓的s＝730MPa 螺栓的拧紧力矩T= 2、拧紧力矩： 为了增强螺纹连接的刚性、防松能力及防止受载螺栓的滑动，装配时需要预紧。 其拧紧扳手力矩T用于克服螺纹副的阻力矩T1及螺母与被连接件支撑面间的摩 擦力矩T2。装配时可用力矩扳手法控制力矩。 公式：T=T1+T2=K* F* d 拧紧扳手力矩T= 其中K为拧紧力矩系数， F为预紧力N d为螺纹公称直径mm 其中K为拧紧力矩系数， F为预紧力N d为螺纹公称直径mm 摩擦表面状态K值 有润滑无润滑 精加工表面 一般工表面 表面氧化 镀锌 粗加工表面- 取K＝，则预紧力 F＝T/*10*10-3＝17500N 3、承受预紧力螺栓的强度计算： 螺栓公称应力截面面积As（mm）=58mm2 外螺纹小径d1=8.38mm 外螺纹中径d2=9.03mm
计算直径d3＝8.16mm 螺纹原始三角形高度h=1.29mm 螺纹原始三角形根部厚度b=1.12mm 紧螺栓连接装配时，螺母需要拧紧，在拧紧力矩的作用下，螺栓除受预紧力F0的拉伸而产生拉伸应力外，还受螺纹摩擦力矩T1的扭转而产生扭切应力，使螺栓处于拉伸和扭转的复合应力状态下。 螺栓的最大拉伸应力σ1(MPa)。 1s F A σ= =17500N/58*10-6m 2=302MPa 剪切应力： =1σ=151 MPa 根据第四强度理论，螺栓在预紧状态下的计算应力: =*302= MPa 强度条件： =≤*=584 预紧力的确定原则： 拧紧后螺纹连接件的预紧应力不得超过其材料的屈服极限s σ的80%。 4、 倾覆力矩 倾覆力矩 M 作用在连接接合面的一个对称面内，底板在承受倾覆力矩之前，螺栓已拧紧并承受预紧力F 0。作用在底板两侧的合力矩与倾覆力矩M 平衡。 已知条件：电机及支架总重W1=190Kg ，叶轮组总重W2=36Kg ，假定机壳固定， () 2031 tan 2 16 v T d F T W d ?ρτπ += = 1.31ca σσ≈[] 02 11.34F ca d σσ π =≤
螺栓抗拉承载力计算
螺栓抗拉承载力计算 首先，纠正一下，楼主的问题应当是：螺栓抗拉承载力计算。 简单说，强度是单位面积的承载力，是一个指标。 公式： 承载力＝强度x 面积； 螺栓有螺纹，M24螺栓横截面面积不是24直径的圆面积，而是353平方毫米，称之为有效面积. 普通螺栓C级（4.6和4.8级）抗拉强度是170N/平方毫米。 那么承载力就是：170x353＝60010N. 换算一下，1吨相当于1000KG，相当于10000N，那么M24螺栓也就是可以承受约6吨的拉力。 螺栓有效面积可以从五金手册或钢结构手册查，强度指标可以从相关钢结构手册或规范查。当然这些也可以从网上查. 焊缝的抗拉强度计算公式比较简单 许用应力乘焊接接头系数在乘焊缝面积除以总面积,这就是平均焊接抗拉强度 抗拉强度与伸长率计算 公称直径为$7.0mm，其最大拉伸力为22。4KN，其断后标距为76.10mm，计算它的抗拉强度与身长率~！] 抗拉强度=拉力值/实际横截面面积 伸长率=（断后标距-标距）/标距*100% 抗拉强度Rm=22.4/(3.14*3.5*3.5)*10000=713.38MPa,修约后=715MPa 延伸A=（76.1-70）/70=8.71% ,修约后=8.5% 修约规则＜0.25 约为0 ≥0.75约为1 ≥0.25且小于0.75约为0.5 请问抗拉强度和屈服强度有什么区别？ 抗拉强度： 当钢材屈服到一定程度后，由于内部晶粒重新排列，其抵抗变形能力又重新提高，此时变形虽然发展很快，但却只能随着应力的提高而提高，直至应力达最大值。此后，钢材抵抗变形的能力明显降低，并在最薄弱处发生较大的塑性变形，此处试件截面迅速缩小，出现颈缩现象，直至断裂破坏。钢材受拉断裂前的最大应力值（b点对应值）称为强度极限或抗拉强度
螺栓强度计算
第三章 螺纹联接（含螺旋传动） 3-1 基础知识 一、螺纹的主要参数 现以圆柱普通螺纹的外螺纹为例说明螺纹的主要几何参数，见图3-1，主要有： 1）大径d ——螺纹的最大直径，即与螺纹牙顶重合的假想圆柱面的直径，在标准中定为公称直径。 2）小径1d ——螺纹的最小直径，即与螺纹牙底相重合的假想圆柱面的直径，在强度计算中常作为螺杆危险截面的计算直径。 3）中径2d ——通过螺纹轴向界面内牙型上的沟槽和突起宽度相等处的假想圆柱面的直径，近似等于螺纹的平均直径，2d ≈ 11 ()2 d d +。中径是确定螺纹几何参数和配合性质的直径。 ４）线数n ——螺纹的螺旋线数目。常用的联接螺纹要求自锁性，故多用单线螺纹；传动螺纹要求传动效率高，故多用双线或三线螺纹。为了便于制造，一般用线数n ≤４。 ５）螺距P ——螺纹相邻两个牙型上对应点间的轴向距离。 ６）导程S ——螺纹上任一点沿同一条螺旋线转一周所移动的轴向距离。单线螺纹S ＝P ，多线螺纹S ＝nP 。 ７）螺纹升角λ——螺旋线的切线与垂直于螺纹轴线的平面间的夹角。在螺纹的不同直径处，螺纹升角各不相同。通常按螺纹中径2d 处计算，即 22 arctan arctan S nP d d λππ== （3-1） 8）牙型角α——螺纹轴向截面内，螺纹牙型两侧边的夹角。螺纹牙型的侧边与螺纹轴线的垂直平面的夹角称为牙侧角，对称牙型的牙侧角β＝α/2。 9）螺纹接触高度h ——内外螺纹旋合后的接触面的径向高度。 二、螺纹联接的类型 螺纹联接的主要类型有： 图3-1
1、螺栓联接 常见的普通螺栓联接如图3-2a所示。这种联接的结构特点是被联接件上的通孔和螺栓杆间留有间隙。图3-2b是铰制孔用螺栓联接。这种联接能精确固定被联接件的相对位置，并能承受横向载荷，但孔的加工精度要求较高。 图3-2 2、双头螺柱联接 如图3-3a所示，这种联接适用于结构上不能采用螺栓联接的场合，例如被联接件之一太厚不宜制成通孔，且需要经常拆装时，往往采用双头螺柱联接。 图3-3 3、螺钉联接 这种联接的特点是螺栓（或螺钉）直接拧入被联接件的螺纹孔中，不用螺母，在结构上
钢丝绳(常见规格)破断拉力的计算方法
钢丝绳 ( 常见型号 ) 破断拉力计算公式 钢丝绳破断拉力数据在钢丝绳日常使用中起到很大的作用。 每种结构、每种规格的钢丝绳都有其规定的拉力系数，下表列出的就是常见的钢丝绳破断拉力计算方法。表中 KN为千牛，除以 9.8 为千牛换算成吨。 当然另外还要除以相应的安全系数才是正常使用中的安全破断拉力数据。 类别钢丝绳结构计算公式 1×7直径×直径×钢丝抗拉强度×0.54÷1000=kn ÷9.8= 吨单股（点接触）1× 19直径×直径×钢丝抗拉强度×0.53÷1000=kn ÷9.8= 吨 1× 37直径×直径×钢丝抗拉强度×0.49÷1000=kn ÷9.8= 吨 6×7+fc直径×直径×钢丝抗拉强度×0.33÷1000=kn ÷9.8= 吨 7×7直径×直径×钢丝抗拉强度×0.36÷1000=kn ÷9.8= 吨多股（点接触） 6×19+fc,6×19( 钢芯)0.3 （0.33 ）÷ 1000=kn÷9.8= 吨 直径×直径×钢丝抗拉强度× 6×37+fc,6×37( 钢芯)直径×直径×钢丝抗拉强度×0.295（ 0.319 ）÷ 1000=kn÷ 9.8= 吨 18× 7、 18× 19s直径×直径×钢丝抗拉强度×0.31÷1000=kn ÷9.8= 吨多层股不旋转钢丝绳19× 7直径×直径×钢丝抗拉强度×0.328÷ 1000=kn÷ 9.8= 吨 35w×7直径×直径×钢丝抗拉强度×0.36÷1000=kn ÷9.8= 吨 6× 19s、 6× 19w 6× 25fi 、6× 29fi直径×直径×钢丝抗拉强度×0.33÷1000=kn ÷9.8= 吨线接触钢丝绳6× 36sw、6× 31sw 6× 19s（钢芯）、 6× 19w（钢芯） 6× 25fi （钢芯）、 6× 29fi （钢芯）直径×直径×钢丝抗拉强度×0.356÷ 1000=kn÷ 9.8= 吨 6× 36sw（钢芯）、 6× 31sw（钢芯） 打桩机、钻机钢丝绳35w×7k直径×直径×钢丝抗拉强度×0.41÷1000=kn ÷9.8= 吨 18× 7k、 19× 7k直径×直径×钢丝抗拉强度×0.35（0.37 ）÷ 1000=kn ÷9.8= 吨 8×19s+fc 、8× 19w+fc直径×直径×钢丝抗拉强度×0.293÷ 1000=kn÷ 9.8= 吨电梯绳（线接触） 8× 19s（钢芯）、 8× 19w（钢芯）直径×直径×钢丝抗拉强度×0.346÷ 1000=kn÷ 9.8= 吨 8× 19s+8×7+pp直径×直径×钢丝抗拉强度×0.33÷1000=kn ÷9.8= 吨 高速电梯绳（线接触） 8×19s+8× 7+1×190.4 ÷1000=kn÷9.8= 吨 直径×直径×钢丝抗拉强度× 吊篮专用绳（线接触）4×31sw直径×直径×钢丝抗拉强度×0.36÷1000=kn ÷9.8= 吨 6×12+7fc直径×直径×钢丝抗拉强度×0.209÷ 1000=kn÷ 9.8= 吨 捆绑专用绳（点接触） 6×24+7fc0.280÷ 1000=kn÷ 9.8= 吨 直径×直径×钢丝抗拉强度× 涂塑钢丝绳按照内部钢丝绳结构计算，涂塑层可忽略不计 注： 此表中“直径×直径”表示钢丝绳的公称直径的平方，其单位是mm
螺栓强度计算.doc
15.2.1 单个螺栓连接的强度计算 螺纹连接根据载荷性质不同，其失效形式也不同：受静载荷螺栓的失效多为螺纹部分的塑性变形或螺栓被拉断；受变载荷螺栓的失效多为螺栓的疲劳断裂；对于受横向载荷的铰制孔用螺栓连接，其失效形式主要为螺栓杆剪断，栓杆或被连接件孔接触表面挤压破坏；如果螺纹精度低或连接时常装拆，很可能发生滑扣现象。 螺栓与螺母的螺纹牙及其他各部分尺寸是根据等强度原则及使用经验规定的。采用标准件时，这些部 ，然后按照标准选定螺纹公称直分都不需要进行强度计算。所以，螺栓连接的计算主要是确定螺纹小径d 1 径（大径）d，以及螺母和垫圈等连接零件的尺寸。 1. 受拉松螺栓连接强度计算 松螺栓连接装配时不需要把螺母拧紧，在承受工作载荷前，除有关零件的自重（自重一般很小，强度计算时可略去。）外，连接并不受力。图15.3所示吊钩尾部的连接是其应用实例。当螺栓承受轴向工作载荷 F (N)时，其强度条件为 (15-6) （15-7） 或 ——螺纹小径，mm； 式中： d 1 [σ]——松连接螺栓的许用拉应力，Mpa。见表 15.6。 图15.3 2. 受 拉 紧 螺 栓 连 接 的 强 度 计 算 根
所受拉力不同，紧螺栓连接可分为只受预紧力、受预紧力和静工作拉力及受预紧力和变工作拉力三
。 ①只受预紧力的紧螺栓连接 右图为靠摩擦传递横向力F 的受拉螺栓连接，拧紧螺母后，这时
栓杆除受预紧力F`引起的拉应力σ=4 F` /π 2 d 1外，还受到螺纹力矩T1引起的扭转切应力：
对于螺栓 故螺栓 或 式 ② 受 预 紧 力 和 工 作 载 荷 的 紧 螺 栓 连 接 。 图 15 .5 所 示 压 力 容 器
常用钢丝绳破断拉力计算公式.doc
钢丝绳破断拉力，钢丝绳破断拉力计算公式 类别钢丝绳结构计算公式 1× 7 直径×直径×钢丝抗拉强度×÷1000=kn 单股（点接触） 1×19 直径×直径×钢丝抗拉强度×÷1000=kn 1×37 直径×直径×钢丝抗拉强度×÷1000=kn 6×7+fc 直径×直径×钢丝抗拉强度×÷1000=kn 7× 7 直径×直径×钢丝抗拉强度×÷1000=kn 多股（点接触） 6× 19+fc,6× 19(钢芯 ) 直径×直径×钢丝抗拉强度×（）÷1000=kn 6× 37+fc,6× 37(钢芯 ) 直径×直径×钢丝抗拉强度×（）÷1000=kn 18×7、 18× 19s 直径×直径×钢丝抗拉强度×÷1000=kn 多层股不旋转钢丝绳19×7 直径×直径×钢丝抗拉强度×÷1000=kn 35w ×7 直径×直径×钢丝抗拉强度×÷1000=kn 6×19s、6× 19w 6×25fi、 6×29fi 直径×直径×钢丝抗拉强度×÷1000=kn 6× 36sw、 6×31sw 线接触钢丝绳 6× 19s（钢芯）、 6×19w （钢 芯） 6× 25fi（钢芯）、 6× 29fi（钢 直径×直径×钢丝抗拉强度×÷1000=kn 芯） 6× 36sw（钢芯）、6×31sw（钢 芯） 打桩机、钻机钢丝绳 35w× 7k 直径×直径×钢丝抗拉强度×÷1000=kn 18×7k、 19× 7k 直径×直径×钢丝抗拉强度×（）÷1000=kn 8×19s+fc、8× 19w+fc 直径×直径×钢丝抗拉强度×÷1000=kn 电梯绳（线接触）8× 19s（钢芯）、 8×19w （钢 直径×直径×钢丝抗拉强度×÷1000=kn 芯） 8×19s+8×7+pp 直径×直径×钢丝抗拉强度×÷1000=kn 高速电梯绳（线接触） 8×19s+8×7+1×19 直径×直径×钢丝抗拉强度×÷1000=kn 吊篮专用绳（线接触）4× 31sw 直径×直径×钢丝抗拉强度×÷1000=kn
一个8.8级M20螺栓的最大承受拉力计算方法
一、螺栓的分类 普通螺栓一般为 4.4级、 4.8级、 5.6级和 8.8级。高强螺栓一般为 8.8级和 10.9级，其中 10.9级居多。 二、高强度螺栓的概念 根据高强度螺栓的性能等级分为： 8.8级和 10.9级。其中 8.8级仅有大六角型高强度螺栓，在标示方法上，性能等级小数点前的数字代表材料公称抗拉强度σb的1%，小数点后的数字代表材料的屈服强度σs与公称抗拉强度之比的10倍。M20螺栓 8.8性能等级公称抗拉强度σb=800MPa，最小抗拉强度σb=830MPa。 公称屈服强度σs=640，最小屈服强度σs=660。 （另外一种解释： 小数点前数字表示热处理后的抗拉强度；小数点后的数字表示屈强比即屈服强度实测值与极限抗拉强度实测值之比。 8.8级的意思就是螺栓杆的抗拉强度不小于800MPa，屈强比为
0.8； 10.9级的意思就是螺栓杆的抗拉强度不小于1000MPa，屈强比为 0.9。） 抗拉强度也叫强度极限指材料在拉断前承受最大应力值，当钢材屈服到一定程度后，由于内部晶粒重新排列，其抵抗变形能力又重新提高，此时变形虽然发展很快，但却只能随着应力的提高而提高，直至应力达最大值。此后，钢材抵抗变形的能力明显降低，并在最薄弱处发生较大的塑性变形，此处试件截面迅速缩小，出现颈缩现象，直至断裂破坏。 三、计算方法 钢材受拉断裂前的最大应力值称为强度极限或抗拉强度。 F=σs*A， 其中F为拉力（许用载荷），σs为材料抗拉强度，A为有效面积，有效面积为螺栓有效长度上直径最小处的横截面积。 M20的有效直径为Φ17，M20的有效横截面积为227mm^2。 8.8级M20最小抗拉强度σb=830MPa F=830*227=188410N= 188.41KN 所以M20螺栓 8.8性能等级最小抗拉力为 188.41KN。
螺栓联接的强度计算
螺栓联接的强度计算，主要是根据联接的类型、联接的装配情况(是否预紧)和受载状态等条件，确定螺栓的受力；然后按相应的强度条件计算螺栓危险截面的直径(螺纹小径)或校核其强度。 1.松螺栓联接 松螺栓联接在装配时不需要把螺母拧紧，在承受工作载荷之前螺栓并不受力，所以螺栓所受到的工作拉力就是工作载荷F，故 螺栓危险截面拉伸强度条件为： 设计公式： ——螺纹小径，mm；F——螺栓承受的轴向工作载荷，N；[σ]——松螺栓联接的许用应力，N/， 许用应力及安全系数见表3-4-1。 2.紧螺栓联接 紧螺栓联接有预紧力F′，按所受工作载荷的方向分为两种情况： （1）受横向工作载荷的紧螺栓联接
(a)普通螺栓联接:左图为通螺栓联接，被联接件承受垂直于轴线的横向载荷。因螺栓杆与螺栓孔间有间隙，故螺纹不直接承受横向载荷，而是预先拧紧螺栓，使被联接零件表面间产生压力，从而使被联接件接合面间产生的摩擦力来承受横向载荷。如摩擦力之总和大于或等于横向载荷，被联接件间不会相互滑移，故可达到联接的目的。 （b)铰制孔用螺栓:承受横向载荷时，不仅可采用普通螺栓联接，也可采用铰制孔用螺栓联接。此时，螺栓孔为铰制孔，与螺栓杆（直径处）之间为过渡配合，螺栓杆直接承受剪切，如上图所示。在受横向载荷的铰制孔螺栓联接中，载荷是靠螺杆的剪切以及螺杆和被联接件间的挤压来传递的。这种联接的失效形式有两种：①螺杆受剪面的塑性变形或剪断；②螺杆与被联接件中较弱者的挤压面被压溃。故需同时验算其挤压强度和剪切强度条件: 剪切强度条件: 挤压强度条件: (2)受轴向工作载荷的紧螺栓联接 现实生活中，螺栓所受外载荷与螺栓轴线平行的情况很多，如左图所示的汽缸盖螺栓联接，即为承受轴向外载荷的联接。右图其受力分析图，在工作载荷作用前，螺栓只受预紧力 ，接合面受压力；工作时，在轴向工作载荷作用下，接合面有分离趋势，该处压 力由减为，称为残余预紧力，同时也作用于螺栓，因此，螺栓所受总拉力应 为轴向工作载荷与残余预紧力之和，即: = + .
螺纹强度校核公式
计算公式计算值注释1.5设计给出517.5设计给出235260设计给出38设计给出4.23设计给出50设计给出11.8203309693h = 0.541p 2.28843 3227.60672.8899376194 345计算结果合格剪切强度计算公式计算值备注235260设计给出35.5设计给出41.78设计给出11.8203309693设计给出1.5设计给出4.23设计给出B = 0.75p 3.1725 517.5设计给出34556.280613618 207安全系数n材料屈服强度（MPA）轴向力F（n）螺距D2（mm）螺纹工作长度L（mm）连接螺纹齿Z螺纹工作高度h（mm）挤压面积a（mm2）挤压应力（MPA）的计算允许将挤压小直径D1（mm）用于外螺纹时使用的挤压直径（MPA）轴向力F（n），使用大直径D（mm）连接的螺纹数Z安全系数s间距P（mm）螺纹底部宽度b（mm）屈服强度（MPA）螺钉的允许拉伸应力（MPA），计算剪切应力（MPA）表示螺母，如果合格，则计算螺母（MPA）允许剪应力（MPA）的剪应力（MPA）；否则，不合格。弯曲强度计算项目计算公式计算值的计算结果备注28.58 28.52 24.22 26.82 0.85 71.8724621016 B = 0.75p 2.38125 138112 3.175 H = 0.541p 1.717675 9.26 1.5517.5345 178.2251152336 151.0361193477计算结果自锁性能检查计算螺母大直径D（mm ）当使
用大直径D（mm）螺丝外螺纹时，小直径D1（mm）外螺纹螺距直径D2（mm）弯曲臂L（mm）单圈外螺纹截面弯曲模数w（mm）螺纹底宽b （mm）轴向力F（n）螺距P（mm）螺纹工作高度h（mm）连接螺纹数Z安全系数s屈服强度（MPA）允许的拉应力（MPA）对于螺钉，计算弯曲应力（MPA）螺母，计算弯曲应力（MPA），允许弯曲应力（MPA），如果螺钉和螺母合格，则为不合格。备注：设计给出s = NP 30齿廓角150.15，螺丝对的当量摩擦系数为-0.19744950019，螺旋上升角为1.5617735831，当量摩擦角为-0.1949419593计算结果不合格的自锁性能检查计算项目计算公式计算值备注2.59807621141.5669872981 1.3333333333间距P（mm）导程s（mm）间距直径D2（mm）螺钉对滑动摩擦系数f 0.13-0.17轴向力F（n）外螺纹小直径D1（mm）间距P （mm）原始三角形高度h（mm）用于外螺纹DC（mm）普通螺纹螺栓断裂部分的安全系数s 屈服强度（MPA）允许拉应力（MPA）= 33 = 60梯形螺纹：矩形螺纹：锯齿线程：普通线程：NP = atan，如果＜，则表示合格，否则不合格。计算得出的拉应力为0.5187993114，计算结果合格。如果＜，则为合格，否则为不合格
螺栓强度计算
螺栓强度计算 螺栓联接的强度计算，主要是根据联接的类型、联接的装配情况(是否预紧)和受载状 态等条件，确定螺栓的受力；然后按相应的强度条件计算螺栓危险截面的直径(螺纹小径)或校核其强度。 3.4.1 普通螺栓联接的强度计算 1.松螺栓联接松螺栓联接 松螺栓联接在装配时不需要把螺母拧紧，在承受工作载荷之前螺栓并不受力，所以 螺栓所受到的工作拉力就是工作载荷 F，故 螺栓危险截面拉伸强度条件为： 设计公式： ——螺纹小径，mm；F——螺栓承受的轴向工作载荷，N；[σ]——松螺栓联接的许 用应力，N/ ， 许用应力及安全系数见表 3-4-1。 2.紧螺栓联接紧螺栓联接紧螺栓联接有预紧力F′，按所受工作载荷的方向分为两种情况：（1）受横向工作载荷的紧螺栓联接受横向 工作载荷的紧螺栓联接 普通螺栓联接 铰制孔用螺栓 (a)普通螺栓联接普通螺栓联接:左图为通螺栓联接，被联接件承受垂直于轴线的横 向载荷。因螺栓普通螺栓联接杆与螺栓孔间有间隙，故螺纹不直接承受横向载荷， 而是预先拧紧螺栓，使被联接零件表面间产生压力，从而使被联接件接合面间产生的摩 擦力来承受横向载荷。如摩擦力之总和大于或等于横向载荷，被联接件间不会相互滑移，故可达到联接的目的。（b)铰制孔用螺栓铰制孔用螺栓:承受横向载荷时，不仅可采用 普通螺栓联接，也可采用铰制孔用螺铰制孔用螺栓栓联接。此时，螺栓孔为铰制孔，与 螺栓杆（直径处）之间为过渡配合，螺栓杆直接承受剪切，如上图所示。在受横向载荷 的铰制孔螺栓联接中，载荷是靠螺杆的剪切以及螺杆和被联接件间的挤压来传递的。这 种联接的失效形式有两种：螺杆受剪面的塑性变形或剪断；① ② 螺杆与被联接件中较 弱者的挤压面被压溃。故需同时验算其挤压强度和剪切强度条件: 剪切强度条件: 挤压强度条件: (2)受轴向工作载荷的紧螺栓联接受轴向工作载荷的紧螺栓联接现实生活中，螺栓 所受外载荷与螺栓轴线平行的情况很多，如左图所示的汽缸盖螺栓联接，即为承受轴向 外载荷的联接。右图其受力分析图，在工作载荷作用前，螺栓只受预紧力，接合面受压 力由减为；工作时，在轴向工作载荷作用下，接合面有分离趋势，该处压力应为