螺纹连接受力分析(优质严制)
螺纹连接受力分析
一、 螺纹强度校核
把螺母的一圈螺纹沿大径展开，螺杆的一圈螺纹沿小径展开，视为悬臂梁，如图。 相关参数：
轴向力F ，旋合螺纹圈数z （因为旋合的各圈螺纹牙受力不均，因而z 不宜大于10）； 螺纹牙底宽度b ，螺纹工作高度h ，每圈螺纹牙的平均受力为F z ，作用在中径上。 螺母——内螺纹，大径、中径、小径分别为D 、2D 、1D 。 螺杆——外螺纹，大径、中径、小径分别为d 、2d 、1d 。
F/z
A
πD
πD
2πD
1
A
b
螺母的一圈沿大径展开F/z
A
πd
1
πd
2
πd
A
螺杆的一圈沿小径展开
1. 挤压强度
螺母一圈挤压面面积为2D h π，螺杆一圈挤压面积为2d h π。 螺母挤压强度2[]p p F F z A D h πσ=
=≤σ 螺杆挤压强度2[]p p F F z A d h
σσπ=
=≤ p σ为挤压应力， []p σ 为许用挤压应力。 2. 剪切强度
螺母剪切面面积为Db π，螺杆剪切面面积1d b π。 螺母，剪切强度[]F F z A Db
ττπ=
=≤
螺杆，剪切强度1[]F F z A d b
ττπ=
=≤ []0.6[]τσ=，[]s
n
σσ=
为材料许用拉应力，s σ为材料屈服应力。
安全系数，一般取3～5。
3. 弯曲强度
危险截面螺纹牙根部，A-A 。 螺母，弯曲强度23[]b b M Fh W Db z
σσπ=
=≤ 螺杆，弯曲强度213[]b b M Fh W d b z
σσπ=
=≤ 其中，L ：弯曲力臂，螺母22D D L -=
，螺杆2
2
d d L -= M ：弯矩，螺母22D D F M F L z -=?=
?，螺杆2
2
d d F M F L z -=?=? W ：抗弯模量，螺母2
6
Db W π=
，螺杆2
16
d b W π=
[]b σ：螺纹牙的许用弯曲应力，对钢材，[]1~1.2[]b σσ=
4. 自锁性能
自锁条件v ψψ≤， 其中，螺旋升角22
arctan
arctan S np d d ψππ==，螺距、导程、线数之间关系：S =np ； 当量摩擦角arctan arctan
cos v v f
f ψβ
==， 当量摩擦系数cos v f f β=
f 为螺旋副的滑动摩擦系数，无量纲，定期润滑条件下，可取0.13～0.17；
β为牙侧角，为牙型角α的一半，2βα=
5. 螺杆强度
1、 实心
螺杆[]21F F =A d 4
σσπ=≤ 2、 空心
按实际情况计算 3、 普通螺纹
[]22c 1F F F =
A H d d -446σσππ==≤??
???
c d ：普通螺纹螺栓拉断截面，是一个经验值，其经验计算公式为c 1H
d d 6
=-
其中，[]σ为材料的许用拉应力，[]s
n
σσ=
，s σ为屈服应力，为安全系数，一般取3～5。
二、 螺栓连接强度
6. 预紧力计算：
一般，螺栓预紧应力可达到材料屈服应力的50%~70%。
T ：预紧力矩，0T K F d =??，K 为拧紧力系数， d 为螺纹公称直径，
0F ：预紧力，00s F A σ=?
0σ：预紧应力，00.5~0.7s σσ=，s σ为材料屈服应力
s A ：螺纹部分危险剖面的面积，2s s A d π=?
s d ：螺纹部分危险剖面的计算直径，()23s d d d =+，316d d H =-，
7. 松螺栓连接
松螺栓连接，工作载荷F ，螺栓危险截面强度[]21F F
=
A d 4
σσπ=≤
8. 紧螺栓连接
紧螺栓连接，无工作载荷时。
螺栓危险截面拉伸应力0
2
1F =
d 4
σπ，危险截面扭转切应力 ()020
232
111tan 2tan tan 20.5161tan tan 4
V V V F d F d d d d ψψψψτσπψψπ+?+=
=??≈-? 根据第四强度理论，螺栓预紧状态下，螺栓危险截面计算应力 ()2
2
2
2
2
11.3330.5 1.3[]4
ca F d σστσσσσπ=+=+≈=
≤ 紧螺栓连接，有轴向工作载荷。
螺栓受力4个量，预紧力0F ，工作载荷F ，残余预紧力1F ，受载时螺栓总拉力2F 。 螺栓和被连接件的受力与变形关系，如图。
F 0
F
F 1
F 2
F
max
λ b
Δλ
λ'm
λ m
F
λ
θ b
θ m
ΔF
O m
O b
（1） 受载前，螺栓仅受预紧力0F 即为螺栓拉力，被连接件压力为0F 。
仅受预紧力时，螺栓伸长量为b λ，被连接件压缩量为m λ。 其中，螺栓刚度0
tan b b b
F C θλ=
=，被连接件刚度0
tan m m m
F C θλ=
=。
（2） 受载后，被连接件压力为1F ，螺栓总拉力210F F F F F =+=+?。
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
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。
螺纹连接受力分析
螺纹连接受力分析 螺纹强度校核 把螺母的一圈螺纹沿大径展开，螺杆的一圈螺纹沿小径展开，视为悬臂梁，如图。 相关参数： 轴向力 F ，旋合螺纹圈数 z （因为旋合的各圈螺纹牙受力不均，因而 z 不宜大于 10）； 螺纹牙底宽度 b ，螺纹工作高度 h ，每圈螺纹牙的平均受力为 螺母——内螺纹，大径、中径、小径分别为 D 、 D 2、D 1。 螺杆——外螺纹，大径、中径、小径分别为 d 、d 2、 d 1。 1. 挤压强度 螺母 螺母挤压强度 螺杆挤压强度 p 为挤压应力， 2. 剪切强度 螺母剪切面面积为 螺母，剪切强度 D 2h ，螺杆一圈挤压面积为 F Fz [ p ] A D 2h F Fz [ p ] A d 2h p ] 为许用挤压应力。 Db ，螺杆剪切面面积 d 1b 。 F Fz [] A Db p p [ d 2 h 。 F z ，作用在中径上。 螺母的一圈沿大径展开 螺杆的一圈沿小径展开
螺杆，剪切强度Fz d1b [] 3. 4. 5. [ ] 0.6[ ] ，[ 安全系数，一般取 弯曲强度 为材料许用拉应力， n s 为材料屈服应力。 3～5。 危险截面螺纹牙根部， 螺母， 螺杆， 其中， 弯曲强度 弯曲强度 A - A 。 L ：弯曲力臂，螺母 M ：弯矩，螺母M W ：抗弯模量，螺母 3Fh Db2z 3Fh d1b2z L D D2，螺杆 2 FDD L z2 D 6 b 2，螺杆 6 [ b] ：螺纹牙的许用弯曲应力，对钢材， 自锁性能 自锁条件 其中，螺旋升角 当量摩擦角 d d2 2 2，螺杆M F b] S np arctan arctan ，螺距、 d2 d2 arctan f v arctan cos F d d2 z2 d1b2 1 ~ 1.2[ 导程、线数之间关系：S= np ； ，当量摩擦系数f v cos f 为螺旋副的滑动摩擦系数，无量纲，定期润滑条件下，可取 为牙侧角，为牙型角的一半， 螺杆强度 1、实心 0.13～0.17；
带传动的受力分析和传动时的应力分析
第七章 带传动 内容： 1、带传动的受力分析和传动时的应力分析 2、带传动弹性滑动和打滑 3、带传动的设计计算 难点：带传动的受力分析和传动时的应力分析 重点：带传动的设计计算 7.1 带传动概述 一、工作原理和应用 1 、工作原理：带装在轮上后，具有初拉力0F 。轮1靠摩擦力带动带，——带靠摩擦力带动轮2。 2、带传动的特点： 1）皮带具有弹性和扰性 2）过载时可打滑 3）中心距可较大 4）传动比不准确，且效率低 5）张紧力对轴和轴承压力大 3、带传动的类型 平带、V 带、多楔带、圆带 对V 型带：2 sin 2? N Q F F = 图7-1 磨擦型带传动工作原理 图7-3 带的传动类型和横截面形状 (a) 平带；(b) V 带；(c) 多楔带；(d) 圆形带
2 sin 2? Q N F F = Q q N f fvF fF fF F == =2 sin 2? 设2 sin ? f f v = 当量摩擦系数 4、V 带结构 普通V 带 5、应用：远距离 二、普通V 带型号和基本尺寸 1、型号： 2、尺寸 基准长度尺寸d L 7－2带传动工作情况分析 一、带传动受力分析 不工作时01=T 0F 工作时 01?T 图7-4 V 带的结构 表7-2 普通V 带截面基本尺寸
摩擦力()圆周力F F F F f =-=21 310FV P ＝ P 为功率KW 2001F F F F --＝ 021F 2F F ＝+ αf e F F 21＝ 对V 带αfv 21F F e ＝ 1 e 1e 2F F f f 0max +-=αα 二、带传动的应力分析 1、由紧边和松边拉力产生应力 A F 1 1＝ σ A F 2 2＝ σ 2、由离心力产生应力 A F A qv c l ==2σ 3、由带弯曲产生应力 2 d a b d h E h E =' =ρ σ 121max b σσσσ++= 三、带传动的弹性滑动 1、含义：由于带的弹性变形而引起带与带轮之间的相对滑动称弹性滑动。 2、后果 图7-5 带传动的受力分析 图7-6 带的弯曲应力 图7-7 带工作时应力变化
螺纹连接受力分析(优质严制)
螺纹连接受力分析 一、 螺纹强度校核 把螺母的一圈螺纹沿大径展开，螺杆的一圈螺纹沿小径展开，视为悬臂梁，如图。 相关参数： 轴向力F ，旋合螺纹圈数z （因为旋合的各圈螺纹牙受力不均，因而z 不宜大于10）； 螺纹牙底宽度b ，螺纹工作高度h ，每圈螺纹牙的平均受力为F z ，作用在中径上。 螺母——内螺纹，大径、中径、小径分别为D 、2D 、1D 。 螺杆——外螺纹，大径、中径、小径分别为d 、2d 、1d 。 F/z A πD πD 2πD 1 A b 螺母的一圈沿大径展开F/z A πd 1 πd 2 πd A 螺杆的一圈沿小径展开 1. 挤压强度 螺母一圈挤压面面积为2D h π，螺杆一圈挤压面积为2d h π。 螺母挤压强度2[]p p F F z A D h πσ= =≤σ 螺杆挤压强度2[]p p F F z A d h σσπ= =≤ p σ为挤压应力， []p σ 为许用挤压应力。 2. 剪切强度 螺母剪切面面积为Db π，螺杆剪切面面积1d b π。 螺母，剪切强度[]F F z A Db ττπ= =≤
螺杆，剪切强度1[]F F z A d b ττπ= =≤ []0.6[]τσ=，[]s n σσ= 为材料许用拉应力，s σ为材料屈服应力。 安全系数，一般取3～5。 3. 弯曲强度 危险截面螺纹牙根部，A-A 。 螺母，弯曲强度23[]b b M Fh W Db z σσπ= =≤ 螺杆，弯曲强度213[]b b M Fh W d b z σσπ= =≤ 其中，L ：弯曲力臂，螺母22D D L -= ，螺杆2 2 d d L -= M ：弯矩，螺母22D D F M F L z -=?= ?，螺杆2 2 d d F M F L z -=?=? W ：抗弯模量，螺母2 6 Db W π= ，螺杆2 16 d b W π= []b σ：螺纹牙的许用弯曲应力，对钢材，[]1~1.2[]b σσ= 4. 自锁性能 自锁条件v ψψ≤， 其中，螺旋升角22 arctan arctan S np d d ψππ==，螺距、导程、线数之间关系：S =np ； 当量摩擦角arctan arctan cos v v f f ψβ ==， 当量摩擦系数cos v f f β= f 为螺旋副的滑动摩擦系数，无量纲，定期润滑条件下，可取0.13～0.17； β为牙侧角，为牙型角α的一半，2βα=
螺纹紧固扭矩-拉关系实验方法
作者：张德利 文章来源：网络 ６－３－１３９：３３：５１ 螺纹紧固件扭－拉关系试验方法标准 在螺纹紧固件的使用中应用的较广泛的是螺栓－螺母连接副的形式，应用的较多的是有预紧力的连接方式，预紧力的连接可以提高螺栓连接的可靠性、防松能力及螺栓的疲劳强度，并且能增强螺纹连接体的紧密性和刚度。在螺纹紧固件的连接使用中，没有预紧力或预紧力不够时，起不到真正的连接作用，一般称之为欠拧；但过高的预紧力或者不可避免的超拧也会导致螺纹连接的失败。众所周知，螺纹连接的可靠性是由预紧力来设计和判断的，但是，除在实验室可以测量外，在装配现场一般是不易直观的测量。螺纹紧固件的预紧力则多是采用力矩或转角的手段来达到的。因此，当设计确定了预紧力之后，安装时采用何种控制方法？如何规定拧紧力矩的指标？则成为关键重要问题，这就提出来了螺纹紧固件扭（矩）－拉（力）关系的研究课题。 螺纹紧固件扭－拉关系，不仅涉及到扭矩系数、摩擦系数（含螺纹摩擦系数和支撑面摩擦系数）、屈服紧固轴力、屈服紧固扭矩和极限紧固轴力等以一系列螺纹连接副的紧固特性的测试及计算方法，还涉及到螺纹紧固件的应力截面积和承载面积的计算方法等基础的术语、符号的规定。并且也还必须给出螺纹紧固件紧固的基本规则、主要关系式以及典型的拧紧方法。目前，这些内容 ＩＳＯ／ＴＣ２尚无相应的标准，德国工程师协会早在七十年代就发表了ＤＶＩ２２３０《高强度螺栓连接的系统计算》技术准则。日本也于１９８７和１９９０年发布了三项国家标准，尚未查到其他国家的标准。国内尚未发现相应的行业标准，仅少数企业制定了企业标准。尤其是随着引进技术的国产化不断的拓展和螺纹紧固件技术发展的需要，这一需求日趋迫切。这也就是制定此项标准的初衷。 日本国家标准ＪＩＳＢ１０８２－１９８７《螺纹紧固件应力截面积和承载面积》、ＪＩＳＢ１０８３－１９９０《螺纹紧固件紧固通则》及ＪＩＳＢ１０８４－１９９０《螺纹紧固件拧紧试验方法》三个标准，概括了国际上有关螺纹紧固件扭－拉关系的研究成果和应用经验，根据标准验证，对我国也是适用的。因此，在制定标准时，在充分消化、分析日本标准的基础上，提出了等效采用的意见。 因此，本系列标准也包括了下列三个国家标准： １、ＧＢ／Ｔ１６８２３．１－１９９７《螺纹紧固件应力截面积和承载面积》； ２、ＧＢ／Ｔ１６８２３．２－１９９７《螺纹紧固件紧固通则》； ３、ＧＢ／Ｔ１６８２３．３－１９９７《螺纹紧固件拧紧试验方法》 一、ＧＢ／Ｔ１６８２３．１－１９９７《螺纹紧固件应力截面积和承载面积》
同步带传动受力情况的分析
同步带受力情况的分析张紧力1 。初拉同步带安装时必须进行适当的张紧，以使带具有一定的初拉力（张紧力）可能因拉力力过小会使同步带在运转中因齿合不良而发生跳齿现象，在跳齿的瞬间，带的振过大而使带断裂或带齿断裂；初拉力过小还会使同步带传递运动的精度降低，轴和轴承上的载荷而初拉力过大则会使带的寿命降低，传动噪音增大，动噪音变大。故控制同步带传动合宜的张紧力是保证同增大，加剧轴承的发热和使轴承寿命降低。步带传动正常工作的重要条件。FFF分别为带传动工作时带 的紧边拉、、设F为同步带传动时带的张紧力，210力、松边拉力、和有效拉力。 为了保证同步带在带轮上齿合可靠、不跳齿，同步带运紧边拉力的转时紧边带的弹性伸长量与松边带的弹性收缩量应保持近似相等。因此，增加量应等于松边拉力的减少量，即FFFFFFFFFF1-1 式=2 、=0.5（+ -=）-或+20020011212 压轴力 压轴力即为同步带作用在轴上的力，是紧边拉力与松边拉力的矢量和，如图2-1 所示： 图2-1同步带的压轴力、紧边拉力、松边拉力 据机械标准JB/T 7512.3-1994压轴力Q计算如下所示： K(F?F) N Q= 式2-1 2F1K?1.3时：当工况系数A K(F?F) 2-2 式Q=0.77 N 21F． K――矢量相加修正系数，如图2-2：式中：F 图2-2 矢量相加修正系数
d?d??21。为小带轮包角，上图中?57.3??180??11aK为工况系数，对于医疗 机械，其值如图2-3所示：A 图2-3 医疗机械的工况系数 KK)FF?(K值大于0.5。对于医疗机械，取=1.2，所以有压轴力Q= N，其中FA21F FFF）。+=0.5（另外由式1-1有张紧力201由此可看出压轴力大于张紧力，故设计时只需 计算传动中所受的压轴力，K(F?F) N 。Q= 21F而带的紧边 张力与松边张力分别由下面公式所得： PF?1250V/N 式2-3 d1F?250P/V2-4 式N d2． m/s；V为带速，式中： PP?KP，KW；为工况系数，为设计功率，P为需传递的名义K AddA功率（KW）。 所以压轴力为： 1500KKP AF N 式2-5 Q?V需视具体情况修正工对于频繁正反装、 严重冲击、紧急停机等非正常传动，况系数。在匀速时，减速”的过程。另外 步进电机在工作时其工作过程是“加速-匀速-如电机电机加速时主要考虑惯性负载；电机所受负载为工件与导轨的滑动负载；电机的滑动负载和惯性负载均跳到 所规定的转速时，直接启动，即转速直接从0所以对于频繁正反要考虑。一般情 况下电机传递的负载约为滑动负载的2~3倍。同步带需传递的名义功率应是同步 带正转、设计计算时：严重冲击的传动机构，倍。常传动需传递的功率的2~3? 电机在加速时的加速转矩：式2-6 ?JT?式中：T——电机加速时的加速 转矩； J——负载的运动惯量与同步轮的转动惯量折算到电机轴上的转动惯量； ?——电机在加速时的角加速度。 从结构上讲：如所需的压轴力小于步进电机轴容许的悬挂负载，即可不必加联轴器。 下表为东方马达步进电机容许悬挂负载及容许轴向负载：
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）螺纹底宽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，请计算以下值的弯曲应力（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节距P（mm）导程s（mm）节距直径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）节距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：锯齿螺纹：普通螺纹：NP = atan，如果＜，则为合格，否则为不合格。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
第6章螺纹联接讨论重点内容受力分析、强度计算。难点受翻转力矩
第6章 螺纹联接 讨论 重点内容：受力分析、强度计算 。 难点：受翻转力矩的螺栓组联接。 附加内容：螺纹的分类和参数 1．螺纹的分类 2. 螺纹参数 （1） 螺纹大径d （2）螺纹小径d 1 （3）螺纹中径d 2 （4）螺距p （5）线数n （6）导程S （7）螺纹升角ψ （8）牙型角α 6.1 螺纹联接的主要类型、材料和精度 6.1.1螺纹联接的主要类型 松联接 根据装配时是否拧紧分 图6.1 紧联接 螺栓联接 螺钉联接 按紧固件不同分 双头螺柱联接 紧定螺钉联接 受拉螺栓联接 按螺栓受力状况分 受剪螺栓联接 6.1.2螺纹紧固件的性能等级和材料 性能等级：十个等级 B σ=点前数字 ×100 ； S σ=10×点前数字×点后数字。 材料：按性能等级来选。 例如：螺栓的精度等级6.8级 6.2 螺纹联接的拧紧与防松 ???外螺纹内螺纹? ??左旋螺纹 右旋螺纹 ?? ?多线螺纹单线螺纹?? ? ??锯齿形螺纹梯形螺纹三角螺纹?? ?传动螺纹 联接螺纹?? ?圆锥螺纹圆柱螺纹
6.2.1螺纹联接的拧紧 拧紧的目的: 拧紧力矩: 21T T T += 431T T T += T 1螺纹力矩: ()V t d F d F T ρψ+?=? =tan 2 22'21 T 2螺母支承面摩擦力矩：r F T ?=' 2μ 2 213 3 131d D d D r --?= 将6410~M M 的相关参数（2d ，ψ ，1D ，0d ） 代入且取 15.0arctan =V ρ得：d F d F k T T T t ' '212.0≈=+= 标准扳手的长度 L=15d d F Fd FL T '2.015===∴ （图 6.2……） F F 75' = 要求拧紧的螺栓联接应严格控制其拧紧力矩，且不宜用小于1612~M M 的螺栓。 测力矩扳手或定力矩扳手 控制拧紧力矩的方法： 用液压拉力或加热使螺栓伸长到所需的变形量 6.2.2 螺纹联接的防松 为何要防松？ 自锁条件：ψ 带传动的受力分析及运动特性 newmaker 一、带传动的受力分析 带传动安装时，带必须张紧，即以一定的初拉力紧套在两个带轮上，这时传动带中的拉力相等，都为初拉力F0（见图7–8a ）。 图7-8 带传动的受力情况 a)不工作时 b)工作时 当带传动工作时，由于带和带轮接触面上的摩擦力的作用，带绕入主动轮的一边被进一步拉紧，拉力由F0增大到F1，这一边称为紧边；另一边则被放松，拉力由F0降到F2，这一边称为松边（见图7–8b ）。两边拉力之差称为有效拉力，以F 表示，即 F ＝F1–F2 （7–4） 有效拉力就是带传动所能传递的有效圆周力。它不是作用在某一固定点的集中力，而是带和带轮接触面上所产生的摩擦力的总和。带传动工作时，从动轮上工作阻力矩T￠2所产生的圆周阻力F￠为 F￠＝2 T'2 /d2 正常工作时，有效拉力F 和圆周阻力F￠相等，在一定条件下，带和带轮接触面上所能产生的摩擦力有一极限值，即最大摩擦力（最大有效圆周力）Fmax ，当Fmax≥F￠时，带传动才能正常运转。如所需传递的圆周阻力超过这一极限值时，传动带将在带轮上打滑。 刚要开始打滑时，紧边拉力F1和松边拉力F2之间存在下列关系，即 F1＝F2?e f?a （7–5） 式中 e –––自然对数的底（e≈2.718）； f –––带和轮缘间的摩擦系数； a–––传动带在带轮上的包角（rad）。 上式即为柔韧体摩擦的欧拉公式。 （7-5）式的推导： 下面以平型带为例研究带在主动轮上即将打滑时紧边拉力和松边拉力之间的关系。 假设带在工作中无弹性伸长，并忽略弯曲、离心力及带的质量的影响。 如图7–9所示，取一微段传动带dl，以dN表示带轮对该微段传动带的正压力。微段传动带一端的拉力为F，另一端的拉力为F＋dF，摩擦力为f·dN，f为传动带与带轮间的摩擦系数 （对于V带，用当量摩擦系数fv，，f为带轮轮槽角）。则 因da很小，所以sin(da/2)?da/2，且略去二阶微量dF?sin(da/2)，得 dN=F?da 又 取cos(da/2)?1，得f?dN=dF或dN=dF/f，于是可得 F?da=dF/f 或dF/F=f?da 两边积分 同步带传动受力情况的分析轴力与张 紧力的计算） 同步带受力情况的分析 1张紧力 同步带安装时必须进行适当的张紧，以使带具有一定的初拉力（张紧力）。初拉 力过小会使同步带在运转中因齿合不良而发生跳齿现象，在跳齿的瞬间，可能因拉力过大而使带断裂或带齿断裂；初拉力过小还会使同步带传递运动的精度降低，带的振动噪音变大。而初拉力过大则会使带的寿命降低，传动噪音增大，轴和轴承上的载荷增大，加剧轴承的发热和使轴承寿命降低。故控制同步带传动合宜的张紧力是保证同步带传动正常工作的重要条件。 设F o为同步带传动时带的张紧力，F i、F2、F分别为带传动工作时带的紧边拉力、松边拉力、和有效拉力。为了保证同步带在带轮上齿合可靠、不跳齿，同步带运转时紧边带的弹性伸长量与松边带的弹性收缩量应保持近似相等。因此，紧边拉力的增加量应等于松边拉力的减少量，即 F I-F°=F°-F2或F i + F2=2F。、F o=O.5（F i+ F2）式1-1 2压轴力 压轴力即为同步带作用在轴上的力，是紧边拉力与松边拉力的矢量和，如图2-1 图2-1同步带的压轴力、紧边拉力、松边拉力 据机械标准JB/T 7512.3-1994压轴力Q计算如下所示： Q=K F（F1 F2）N 式2-1当工况系数K A 1.3时: 式中： K F ――矢量相加修正系数，如图 2- 图2-2矢量相加修正系数 上图中1为小带轮包角，1 180 d2 di 57.3 a K A 为工况系数，对于医疗机械，其值如图 2-3所示: X 13-1-6S 工况幕 inn GB/T 11362—JB/T 7512. 3—]9 螺纹紧固工艺规范 1适用范围 本规范适用于我公司各种产品常见螺纹连接的装配。 本规范可作为工艺人员编制工艺文件、生产现场进行工艺控制以及生产部门准备螺纹连接工具的依据；同时可作为产品螺纹连接可靠性检验以及进行工具申购和发放的参考。 说明： 功率器件的安装要求应按照DMBM0.054.121G《功率器件安装通用工艺规范》及 DMBM0.072.001G《IGBT和SCR器件装配通用工艺规范》执行。 2引用标准、规范、参考书目及试验报告 本规范的制订主要依赖于一系列的试验结果、实践验证和理论计算，同时参考了国内外一些电子厂家的螺钉紧固数据。所使用的资料如下： 2.1试验报告 略。 2.2标准规范 GB944.1-85 螺钉用十字槽 JISB1012-97 Cross Recesses for Screws GB4943-1995 信息技术设备（包括电气事务设备）的安全 GB5267-85 螺纹紧固件电镀层 GB5779.1-86 紧固件表面缺陷-螺栓、螺钉和螺柱-一般要求 GB90-85 紧固件验收检查，标志和包装 Q/EFIOS.005-98 超艺螺丝工业有限公司标准——十字槽自攻螺钉 GB3098.5-86 紧固件机械性能自攻螺钉 GB/T3098.2-2000 紧固件机械性能螺母粗牙螺纹 MECHANICAL FASTENING WORKMANSHIP STANDARD MDST-7472-005 2.3书目 《机械设计手册》第3卷机械工业出版社汪恺主编 《机械设计手册》第2卷机械工业出版社徐灏主编 《紧固件连接设计手册》国防工业出版社 《无线电整机装配工艺基础》天津科学技术出版社 3术语与约定 3.1说明 对本规范中的部分术语加以解释。 由于不同厂商、不同地区对一些相同的事物有不同的称谓，并可能已经应用在各种文件中，为避免产生歧义和误解，在本文中对一些称谓进行约定，在工作中应以本约定统一称谓。 关于螺纹联接的螺纹牙强度校核之根据 一、引用教材 (1) 二、适用范围 (1) 三、校核 (2) 1. 螺纹副抗挤压计算 (3) 2. 抗剪切强度校核 (4) 3. 抗弯曲强度校核 (4) 4. 自锁性能校核 (7) 5. 螺杆强度校核 (7) 一、引用教材 1.《机械设计》第四版，高等教育出版社，邱宣怀主编，1997年7月第4版，1997年7 月第1次印刷，印数0001—17094，定价23.60元，该书是戊子庚上学时的教材。摘自P120。 2.《机械设计手册》第四版，第3卷，成大先主编，化学工业出版社，2005年1月北京 第25次印刷。摘自12-3～12-9。 二、适用范围 螺纹联接可以使用普通螺纹、梯形、矩形、锯齿形等四种，且多用普通螺纹。 下图1给出了螺旋副的可能螺纹种类、特点和应用。 图1 螺旋副的螺纹种类、特点和应用 三、校核 该文件仅讨论五个方面的校核：抗挤压、抗剪切、抗弯曲、自锁性、螺杆强度。 根据实践，由于螺母的材质软，螺纹副的破坏多发生在螺母；但当螺母和螺杆材料 相同时，螺杆首先破坏，此时应校核螺杆。该文件中的各物理量及其含义和公式均可查 阅文件（双击打开） 螺纹联接的参数解 释 ； 该五项校核已编成excel 计算表格以提高效率，使用时仅仅需要填写绿色表格，其 余表格计算机自行计算得出结果，见文件（双击打开）螺纹联接计算表格 。 1. 螺纹副抗挤压计算 把螺纹牙展直后相当于一根悬臂梁，见下图2、图3，抗挤压是指公、母螺纹牙之间的挤压应力不应超过许用挤压应力，否则便会产生挤压破坏。设轴向力为F ，相旋合螺纹圈数为z ，则验算计算式为： p p []F = A σσ≤ 且 2F F A d hz π= 若取p [][]σσ=，则有2[]F d hz σπ≤ 式中 ● p σ：挤压应力，单位MPa ； ● p []σ：许用挤压应力，单位MPa ； ● F ：轴向力，单位N ； ● 2d ：外螺纹中径，单位mm ； ● h ：螺纹工作高度，单位mm ，p 为螺距，单位mm ，h 与p 的关系为： 螺纹联接副受力分析 图1 a ）、b ）、c ）示出了螺栓的三种线弹性受力状态。P Q 和b λ是预紧力及时应的螺 栓变形伸长量，m λ为P Q 下的垫板压缩量，F 为ＭＴＳ轴向试验载荷。当施加F 后，螺栓的受力从原来的P Q 增至Q ，对应的变形增量为Δλ，于是螺栓受拉时，原来被压缩的垫板， 因螺栓伸长而被放松，其压缩变形量也随之减小到m λ'，此时垫板压缩力由P Q 减至P Q '， P Q '为残余预紧力。根据材料力学的变形协调条件，垫板压缩变形的减小量m λ-m λ'应等于Δλ， 因而在残余预紧力P Q '下垫板的压缩总量m λ'=m λ-Δλ。显然螺栓的受力Q =P Q '+F 。 为直观地表达上述分析，图2以几何方式示出了螺栓与垫板的受力和变形协调关系。螺栓拉伸变形由坐标原点b Ο向右量起，垫板压缩变形由坐标原点m Ο向左量起。螺栓刚度 b b tg θC =，垫板刚度m m θtg C =。由图可见下面四个等式成立： P Q /b λ=b C （1） P Q /m λ=m C （2） P Q =P Q '+（F -ΔF ） （3） F C C C ΔF m b b += （4） 将（4）式代入（3）式可得螺栓的预紧力为： F C C C Q Q m b m P P ++ '= （5） 由图可知Q =P Q +ΔF ，再由（4）式可得螺栓总拉力为： F C C C Q Q m b b P ++= （6） 上式中m b b C C C +称为螺栓的相对刚度。 4 讨论 应力幅是影响预紧螺栓联接副疲劳性能的主要因素之一，试验结果表明，受轴向模拟载荷的预紧螺栓联接副，在最小应力不变的条件下，应力幅越小，则联接副越不易发生疲劳破坏。当联接副所受的试验载荷在0～F 之间变化时，则螺栓的总拉力将在P Q ～Q 之间变化。由（6）式可知，在保持预紧力P Q 不变的条件下，减小螺栓刚度C b 或增大垫板刚度C m 均可达到减小总拉力Q 的变化范围的目的。另外，试验结果表明，适当选用较大的预紧力对螺栓联接副疲劳性能是有利的。由（5）式可知，当P Q 较大时，可以保证联接副有足够的残余预紧力P Q '。 图3、图4及图5分别示出了单独降低螺栓刚度C b ，单独增大垫板刚度C m 及同时降低 同步带受力情况的分析 1 张紧力 同步带安装时必须进行适当的张紧，以使带具有一定的初拉力（张紧力）。初拉力过小会使同步带在运转中因齿合不良而发生跳齿现象，在跳齿的瞬间，可能因拉力过大而使带断裂或带齿断裂；初拉力过小还会使同步带传递运动的精度降低，带的振动噪音变大。而初拉力过大则会使带的寿命降低，传动噪音增大，轴和轴承上的载荷增大，加剧轴承的发热和使轴承寿命降低。故控制同步带传动合宜的张紧力是保证同步带传动正常工作的重要条件。 设0F 为同步带传动时带的张紧力，1F 、2F 、F 分别为带传动工作时带的紧边拉力、松边拉力、和有效拉力。为了保证同步带在带轮上齿合可靠、不跳齿，同步带运转时紧边带的弹性伸长量与松边带的弹性收缩量应保持近似相等。因此，紧边拉力的增加量应等于松边拉力的减少量，即 1F -0F =0F -2F 或 1F +2F =20F 、0F =（1F +2F ） 式1-1 2 压轴力 压轴力即为同步带作用在轴上的力，是紧边拉力与松边拉力的矢量和，如图2-1所示： 图2-1同步带的压轴力、紧边拉力、松边拉力 据机械标准JB/T 压轴力Q 计算如下所示： Q=12()F K F F + N 式2-1 当工况系数A K ≥时： Q=12()F K F F + N 式2-2 式中： F K ――矢量相加修正系数，如图2-2： 图2-2 矢量相加修正系数 上图中1α为小带轮包角，21118057.3d d a α-≈?-??。 A K 为工况系数，对于医疗机械，其值如图2-3所示： 图2-3 医疗机械的工况系数 对于医疗机械，取A K =，所以有压轴力Q=12()F K F F + N ，其中F K 值大于。 另外由式1-1有张紧力0F =（1F +2F ）。 由此可看出压轴力大于张紧力，故设计时只需计算传动中所受的压轴力，Q=12()F K F F + N 。 而带的紧边张力与松边张力分别由下面公式所得： 11250/d F P V = N 式2-3 2250/d F P V = N 式2-4 式中： V 为带速，/m s ； d P 为设计功率，d A P K P =，KW ；A K 为工况系数，P 为需传递的名义功率（KW ）。 所以压轴力为： 1500F A K K P Q V = N 式2-5 对于频繁正反装、严重冲击、紧急停机等非正常传动，需视具体情况修正工况系数。 另外步进电机在工作时其工作过程是“加速-匀速-减速”的过程。在匀速时，电机所受负载为工件与导轨的滑动负载；电机加速时主要考虑惯性负载；如电机直接启动，即转速直接从0跳到所规定的转速时，电机的滑动负载和惯性负载均要考虑。一般情况下电机传递的负载约为滑动负载的2~3倍。所以对于频繁正反转、严重冲击的传动机构，设计计算时：同步带需传递的名义功率应是同步带正常传动需传递的功率的2~3倍。 从结构上讲：如所需的压轴力小于步进电机轴容许的悬挂负载，即可不必加 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，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 ——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 螺纹联接件应力分析 美国ANSYS股份有限公司 上海代表处 R ?在工程、机械结构中螺栓--螺母联接是一种常用的紧固方式。零件很小，但受力情况比较复杂。为了能得到比较实用的结果，先 按如下过程分二步进行应力分析。 ?一、整体分析 ?包含对螺栓、螺母、夹板及相互之间的接触分析。模型规模较大，为了减少计算工作量，不考虑工件各处的圆角，另外略去螺母两端的过度圈，加载时先让其产生预紧拉力，再拧动螺栓，使其与实际受力，相对位移情况相同。 ?具体计算条件如下： ? 1. 螺纹直径5mm,螺距0.5mm，三角形螺纹。 ? 2. 紧固板厚4mm。 ? 3. 有效接触圈数7圈。 ? 4. 紧固扭距720N-mm。 ? 5. 所有接触面间摩擦系数0.15. ?具体模型的螺栓应力\位移,接触面间的压力,螺母,中间板的应力见图2～图6. ?由于单元划分较粗,螺纹底部的应力集中没有反映出来,因此应力数值偏低 R ?二、细节分析 –取出螺栓的一个径向切面进行细节分析，根据整体分析得到的螺栓中的拉应力和接触面压力来确定径向切片点上的压力。在螺纹底部 ，若不考虑圆角，则在相同的载荷情况下，应力与单元划分的大小 密切相关。从弹性力学的观点看，该点是一个应力奇点。理论应力 无限大，实际情况并否如此。因总有刀具圆角存在，圆角的大小决 定了该点的应力集中系数。先取刀具圆角为0.01mm 进行计算，为了 得到比较可靠的结果，对圆角圆弧线分别以２,4,6,8,10,12等分， 再划分单元，图７，图８表示单元划分情况，图９表示圆弧中点应 力随等分数的变化，可看到在１０等分、１２等分时最大应力结果 以基本不变，最后以１２等分时的结果为准。 ?具体计算时再分二种情况 –１. 螺母厚度４mm、有效螺牙７圈， –计算结果见图１０,１１,１２； – 2. 螺母厚度３mm。有效螺牙５圈， –计算结果见图１３，１４。 R 图1 螺栓几何模型 R 螺纹连接受力分析 螺母挤压强度 F z ■: 螺纹连接受力分析 螺纹强度校核 把螺母的一圈螺纹沿大径展开，螺杆的一圈螺 纹沿小径展开，视为悬臂梁，如图。 相关参数： 轴向力F ,旋合螺纹圈数z （因为旋合的各圈 螺纹牙受力不均，因而z 不宜大于10）； 螺纹牙底宽度b ，螺纹工作高度h ，每圈螺纹牙 的平均受力为F z ，作用在中径上。 螺母一一内螺纹，大径、中径、小径分别为D 、 1. 挤压强度 螺母一圈挤压面面积为"D 2 h ，螺杆一圈挤压面 积 为「ah o 螺杆一一外螺纹，大径、 中径、小径分别为d 、 螺母的一圈沿大径展开 d 2 、 d i o F/z ~A n D 螺杆的一圈沿小径展开 6为挤压应力， ⑺]为许用挤压应力。 2. 剪切强度 螺母剪切面面积为：:Db ，螺杆剪切面面积-：di b 螺母，剪切强度.拓二栏^[] A n Db []".6[二],[二]s 为材料许用拉应力，6为材料屈 7 n 7 服应力。 安全系数，一般取3?5。 3. 弯曲强度 危险截面螺纹牙根部，A-A 。 螺母，弯曲强度“存瞿十 螺杆，弯曲强度"加好十b] 7 W Jid 1b 2z 其中，L ：弯曲力臂，螺母L=￥，螺杆1.=号 M ：弯矩，螺母M=F L#乎，螺杆 螺杆挤压强度 F z 二 螺杆，剪切强度? F F z A 二 2 ■ : W :抗弯模量，螺母W二晋，螺杆心半 ⑺］:螺纹牙的许用弯曲应力，对钢材，［6］ =1~1.2［叮 4.自锁性能 自锁条件I ＜匕, 其中，螺旋升角屮=arctan—=arcta，螺距、导程、 nd2兀d2 线数之间关系：S=np ； 当量摩擦角==arctan人=arctan—J，当量摩擦系数 cos P 7 cos - f为螺旋副的滑动摩擦系数，无量纲，定期润滑条件下，可取0.13?0.17; '为牙侧角，为牙型角：的一半，，2 5.螺杆强度 1、实心 螺杆;:=^ = -F2 4W A nd1『4 2、空心 按实际情况计算 3、普通螺纹 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.带传动的受力分析及运动特性
同步带传动受力情况的分析
螺纹紧固力工艺规范
关于螺纹联接的螺纹牙强度校核之根据-ver1.1
螺纹联接副受力分析
同步带传动受力情况的分析
螺栓强度计算
螺纹连接件应力分析
螺纹连接受力分析
螺栓疲劳强度计算分析