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 (5)
1．1绪论 (5)
1.2 疲劳强度的概念及常见的疲劳损伤类型 (5)
1.3影响疲劳强度的因素 (5)
1.4前景展望 (6)
1.5研究的目的意义 (6)
2相关背景知识 (7)
2.1背景知识 (7)
2.1.1强度理论及疲劳强度的计算主要有三种方法： (7)
2.4螺栓连接的结构设计的原则 (13)
3 Pro/E三维造型 (14)
3.1 ProE简介 (14)
3.2螺栓连接零件图 (14)
4实例分析 (18)
4.1理论分析 (18)
4.1.1计算各力的大小 (18)
4.2理论分析总结 (20)
5 ANSYS有限元分析 (21)
5.1ANSYS有限元分析 (21)
5.1.1分析软件及工作原理介绍 (21)
5.1.2 ANSYS分析求解步骤 (22)
5.2 ANSYS分析 (23)
5.3ANSYS分析总结 (26)
总结 (27)
[参考文献] (28)
致谢 (30)
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 A M'
B
C σ
σ'M
α
σa
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。 A M'B
C σm
σ'
σmin M
45°
O
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。 A M'B
C σm
σa
O M
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。 Fa
F'
△F
螺栓中总拉力的变化
时间
?k
?m F'F
时间变形螺栓中工作拉力的变化
力
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
装配情况 许用安全系数
公
称
直
径
螺栓材料
[n] [n o ] M5-M16 M16-M30
紧连接 （不加预紧
力）
碳素钢
10-6.5 6.5 2.5-5 合金钢 7-5 5 紧连接
（加预紧
力）
碳素钢
1.2-1.5 1.5-
2.5
合金钢 表1.1不同材料螺栓连接的安全系数
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： 14[]F d πσ≥
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 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
4.1.1计算各力的大小
（一）计算每个螺栓承受的最大工作载荷
1）汽缸最大载荷
2
22400112566444Q D p N ππ?==?=.
4-1 2）螺栓最大工作载荷 125664
897614Q
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 22
m 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 3.45σ
κ= ，0.87σε= ，0.9β= 则综合影响系数 3.45 4.40.870.9σσσκκεβ===? 4-12
4.1.2疲劳强度校核计算
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
1[][]210 1.63[] 1.519.5519.551.5 4.4a a a n n n σσσσσκσ-====>=??
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
1210 2.07[] 1.24.419.550.15102.61a m n n σσσσκσψσ-===>=+?+?
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
计算方法 比较内容 按σmin=C 的规律校核最大应力安全系数 按应力幅规律校核最大应力安全系数 按γ=C 规律校核最大应力安全系数 n 1.39 1.63 2.07 精确度 精确 近似 n 值大于前
者 不精确，n 值偏大。使用不安全
表4-1
5 ANSYS有限元分析
5.1ANSYS有限元分析
5.1.1分析软件及工作原理介绍
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
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-=
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
细解Ansys疲劳寿命分析
细解Ansys疲劳寿命分析 2013-08-29 17:16 by:有限元来源:广州有道有限元 ANSYS Workbench 疲劳分析 本章将介绍疲劳模块拓展功能的使用: –使用者要先学习第4章线性静态结构分析. ?在这部分中将包括以下内容: –疲劳概述 –恒定振幅下的通用疲劳程序，比例载荷情况 –变振幅下的疲劳程序,比例载荷情况 –恒定振幅下的疲劳程序，非比例载荷情况 ?上述功能适用于ANSYS DesignSpacelicenses和附带疲劳模块的更高级的licenses. A. 疲劳概述 ?结构失效的一个常见原因是疲劳,其造成破坏与重复加载有关 ?疲劳通常分为两类: –高周疲劳是当载荷的循环（重复）次数高(如1e4 -1e9)的情况下产生的. 因此，应力通常比材料的极限强度低. 应力疲劳（Stress-based）用于高周疲劳. –低周疲劳是在循环次数相对较低时发生的。塑性变形常常伴随低周疲劳，其阐明了短疲劳寿命。一般认为应变疲劳（strain-based）应该用于低周疲劳计算. ?在设计仿真中, 疲劳模块拓展程序（Fatigue Module add-on）采用的是基于应力疲劳（stress-based）理论，它适用于高周疲劳. 接下来，我们将对基于应力疲劳理论的处理方法进行讨论. …恒定振幅载荷 ?在前面曾提到, 疲劳是由于重复加载引起: –当最大和最小的应力水平恒定时, 称为恒定振幅载荷. 我们将针对这种最简单的形式，首先进行讨论. –否则，则称为变化振幅或非恒定振幅载荷
…成比例载荷 ?载荷可以是比例载荷, 也可以非比例载荷:–比例载荷, 是指主应力的比例是恒定的,并且主应力的削减不随时间变化. 这实质意味着由于载荷的增加或反作用的造成的响应很容易得到计算.–相反, 非比例载荷没有隐含各应力之间相互的关系,典型情况包括:?在两个不同载荷工况间的交替变化?交变载荷叠加在静载荷上?非线性边界条件
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.
影响螺栓疲劳强度的因素
影响螺栓疲劳性能的主要因素有以下几点： 1、螺纹牙谷形状和半径尺寸的影响。 螺栓受力时，螺纹牙谷处就会产生应力集中，其值在很大程度上取决于牙谷的形状。改变牙谷的形状，如螺纹的牙谷槽越平滑，应力集中就越小，疲劳强度则越高。一般而言，平底牙谷的螺纹疲劳强度最低。如以圆形牙谷代替平底牙谷，螺栓的疲劳强度便可得到提高。如平底螺纹牙谷的弹性应力集中系数为2.54，而改进的圆弧牙谷为1.52，即后者的牙谷应力集中系数较前者降低40%，从而可以使疲劳强度至少提高20%；如经调质处理的40CrNiMo钢制螺栓，螺纹为M6-1.0的平底牙谷时疲劳强度为95MPa，而采用最大半径为0.1mm的圆弧形牙谷时，其疲劳强度可以提高到120MPa，即提高26%。日本新日铁公司新开发的CD（critical design for fracture）螺栓的疲劳强度提高的幅度更大，高达100%，CD螺栓的主要特点是螺母内螺纹的牙峰高度逐渐降低，以使其受力更均匀。 2、螺纹表面粗糙度的影响。 螺纹的表面粗糙度对螺栓的疲劳寿命影响很大。如螺纹为M6-1.0的40CrNiMo钢制螺栓，其粗糙度由0.08～0.16降低到0.63～1.35时，疲劳强度下降33%；螺纹为M12-1.5的螺栓，其表面粗糙度由0.08～0.16降低到0.16～0.32时，疲劳强度下降21%。 3、螺纹滚丝工序的影响。 滚压螺纹会产生形变强化层和较高的残余压应力，对阻止疲劳裂纹的萌生和早起扩展起到很大的作用；同时，也会降低牙谷的表面粗糙度，因而有利于螺栓疲劳强度的提高。但是，如果滚压螺纹后再进行热处理，就会使上述有利因素消失。所以从改善螺栓疲劳性能的角度考虑，应在热处理后滚压螺纹。但此时存在另一个问题，即螺栓特别是高强度螺栓经过热处理后其硬度通常较高，致使滚丝模具寿命降低。此外，如果滚丝的质量不够好，在螺纹的表面或根部产生微裂纹或类似接触疲劳的剥落现象，则改善螺栓疲劳性能的效果不明显，甚至会降低疲劳性能。 4、钢材冶金缺陷的影响。 原材料表面脱碳，通常是在轧制加热过程中对坯料表面没有有效的保护所
螺栓理论重量表
螺栓理论重量表一览 螺栓理论重量包括不带螺母及带螺母的螺栓重量，可通过分段计算的方法来计算。螺栓理论重量表如下： 规格(直径×长 度) 每千个螺栓重量(公斤) 规格(直径×长度) 每千个螺栓重量(公斤)不带螺母带螺母不带螺母带螺母 M10×302940M14×80117142 M10×403546M14×90129154 M10×504152M16×4092126 M10×604758M16×50106140 M12×304157M16×60122156 M12×404965M16×70138172 M12×505874M16×80154188 M12×606783M16×90170204 M12×707692M16×100185219 M12×8085101M20×50183245 M14×406994M20×60205267 M14×5081106M20×70230292 M14×6093118M20×80255317 M14×70105130M20×90279341 M20×100304366M22×160548624 规格(直径×长度) 每千个螺栓重量(公斤) 规格(直径×长度) 每千个螺栓重量(公斤)不带螺母带螺母不带螺母带螺母 M20×110329391M24×80388500 M20×120354416M24×90424536 M20×130378440M24×100459571 M22×60250326M24×110495607 M22×70280356M24×120531643 M22×80310386M24×130566678 M22×90339415M24×140602714 M22×100369445M24×150637749
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。
螺栓理论重量表
螺栓理论重量表 Prepared on 22 November 2020
螺栓理论重量包括不带螺母及带螺母的螺栓重量，可通过分段计算的方法来计算。 螺栓理论重量表如下： 规格(直径×长 度) 每千个螺栓重量(公斤) 规格(直径×长度) 每千个螺栓重量(公斤)不带螺母带螺母不带螺母带螺母 M10×302940M14×80117142 M10×403546M14×90129154 M10×504152M16×4092126 M10×604758M16×50106140 M12×304157M16×60122156 M12×404965M16×70138172 M12×505874M16×80154188 M12×606783M16×90170204 M12×707692M16×100185219 M12×8085101M20×50183245 M14×406994M20×60205267 M14×5081106M20×70230292 M14×6093118M20×80255317 M14×70105130M20×90279341 M20×100304366M22×160548624 规格(直径×长度)每千个螺栓重量(公斤) 规格(直径×长度) 每千个螺栓重量(公斤)不带螺母带螺母不带螺母带螺母 M20×110329391M24×80388500 M20×120354416M24×90424536 M20×130378440M24×100459571 M22×60250326M24×110495607 M22×70280356M24×120531643
M22×80310386M24×130566678 M22×90339415M24×140602714 M22×100369445M24×150637749 M22×110399475M24×160673785 M22×120429505M27×80519687 M22×130459535M27×90564732 M22×140489565M27×100609777 M22×150519595M27×110654822 M27×120699867M30×17011541388 M27×130744912M30×180******** M27×140789957M30×19012661500 M27×1508341002M30×20013221556 M27×1608791047M30×21013781612 规格(直径×长度)每千个螺栓重量(公斤) 规格(直径×长度) 每千个螺栓重量(公斤)不带螺母带螺母不带螺母带螺母 M27×1709241092M30×22014341868 M27×1809691137M36×11012461617 M30×100765999M36×12013261697 M30×1108201054M36×130******** M30×1208751109M36×14014861857 M30×1309311165M36×150******** M30×1409861220M36×16016462017 M30×150********M36×17017262097 M30×16010981332M36×180******** M36×19018862257M42×23030953694 M36×20019662337M42×24032043803 M36×21020462417M42×25033133912 M36×22021262497M48×150******** M36×23022062577M48×16031474104 M36×24022862657M48×17032894246 M42×150********M48×180******** M42×16023322931M48×19035734530 M42×17024413040M48×20037154672 M42×180********M48×21038574814 M42×19026593258M48×22039994956 M42×20027683367M48×23041415098
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
螺栓理论重量表一览
螺栓理论重量表一览 时间：2011-05-03 10:10:44 编辑：amethyst来源：世界工厂泵阀网点击数：59 螺栓理论重量表是制造厂商参考的重要资料，是对不同规格螺栓重量的详细记录。为帮助大家掌握螺栓理论重量表，世界工厂泵阀网特汇总以下内容，以供查阅参考。 螺栓理论重量包括不带螺母及带螺母的螺栓重量，可通过分段计算的方法来计算。 螺栓理论重量表如下： 规格(直径×长 度) 每千个螺栓重量(公斤) 规格(直径×长度) 每千个螺栓重量(公斤)不带螺母带螺母不带螺母带螺母 M10×302940M14×80117142 M10×403546M14×90129154 M10×504152M16×4092126 M10×604758M16×50106140 M12×304157M16×60122156 M12×404965M16×70138172 M12×505874M16×80154188 M12×606783M16×90170204 M12×707692M16×100185219 M12×8085101M20×50183245 M14×406994M20×60205267 M14×5081106M20×70230292 M14×6093118M20×80255317 M14×70105130M20×90279341 M20×100304366M22×160548624 规格(直径×长度) 每千个螺栓重量(公斤) 规格(直径×长度) 每千个螺栓重量(公斤)不带螺母带螺母不带螺母带螺母 M20×110329391M24×80388500 M20×120354416M24×90424536 M20×130378440M24×100459571 M22×60250326M24×110495607 M22×70280356M24×120531643
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
细解Ansys疲劳寿命分析
2013-08-29 17:16 by:有限元来源:广州有道有限元 ANSYS Workbench 疲劳分析 本章将介绍疲劳模块拓展功能的使用: –使用者要先学习第4章线性静态结构分析. ?在这部分中将包括以下内容: –疲劳概述 –恒定振幅下的通用疲劳程序，比例载荷情况 –变振幅下的疲劳程序,比例载荷情况 –恒定振幅下的疲劳程序，非比例载荷情况 ?上述功能适用于ANSYS DesignSpacelicenses和附带疲劳模块的更高级的licenses. A. 疲劳概述 ?结构失效的一个常见原因是疲劳,其造成破坏与重复加载有关 ?疲劳通常分为两类: –高周疲劳是当载荷的循环（重复）次数高(如1e4 -1e9)的情况下产生的. 因此，应力通常比材料的极限强度低. 应力疲劳（Stress-based）用于高周疲劳. –低周疲劳是在循环次数相对较低时发生的。塑性变形常常伴随低周疲劳，其阐明了短疲劳寿命。一般认为应变疲劳（strain-based）应该用于低周疲劳计算. ?在设计仿真中, 疲劳模块拓展程序（Fatigue Module add-on）采用的是基于应力疲劳（stress-based）理论，它适用于高周疲劳. 接下来，我们将对基于应力疲劳理论的处理方法进行讨论.
…恒定振幅载荷 ?在前面曾提到, 疲劳是由于重复加载引起: –当最大和最小的应力水平恒定时, 称为恒定振幅载荷. 我们将针对这种最简单的形式，首先进行讨论. –否则，则称为变化振幅或非恒定振幅载荷 …成比例载荷 ?载荷可以是比例载荷, 也可以非比例载荷:–比例载荷, 是指主应力的比例是恒定的,并且主应力的削减不随时间变化. 这实质意味着由于载荷的增加或反作用的造成的响应很容易得到计算.–相反, 非比例载荷没有隐含各应力之间相互的关系,典型情况包括:?在两个不同载荷工况间的交替变化?交变载荷叠加在静载荷上?非线性边界条件
螺栓理论重量表
螺栓理论重量包括不带螺母及带螺母的螺栓重量,可通过分段计算的方法来计算。 螺栓理论重量表如下: 规格(直径×长 度) 每千个螺栓重量(公斤) 规格(直径×长度) 每千个螺栓重量(公斤)不带螺母带螺母不带螺母带螺母 M10×302940M14×80117142 M10×403546M14×90129154 M10×504152M16×4092126 M10×604758M16×50106140 M12×304157M16×60122156 M12×404965M16×70138172 M12×505874M16×80154188 M12×606783M16×90170204 M12×707692M16×100185219 M12×8085101M20×50183245 M14×406994M20×60205267 M14×5081106M20×70230292 M14×6093118M20×80255317 M14×70105130M20×90279341 M20×100304366M22×160548624 规格(直径×长度) 每千个螺栓重量(公斤) 规格(直径×长度) 每千个螺栓重量(公斤)不带螺母带螺母不带螺母带螺母 M20×110329391M24×80388500 M20×120354416M24×90424536 M20×130378440M24×100459571 M22×60250326M24×110495607 M22×70280356M24×120531643
M22×80310386M24×130566678 M22×90339415M24×140602714 M22×100369445M24×150637749 M22×110399475M24×160673785 M22×120429505M27×80519687 M22×130459535M27×90564732 M22×140489565M27×100609777 M22×150519595M27×110654822 M27×120699867M30×17011541388 M27×130744912M30×180******** M27×140789957M30×19012661500 M27×1508341002M30×20013221556 M27×1608791047M30×21013781612 规格(直径×长度) 每千个螺栓重量(公斤) 规格(直径×长度) 每千个螺栓重量(公斤)不带螺母带螺母不带螺母带螺母 M27×1709241092M30×22014341868 M27×1809691137M36×11012461617 M30×100765999M36×12013261697 M30×1108201054M36×130******** M30×1208751109M36×14014861857 M30×1309311165M36×150******** M30×1409861220M36×16016462017 M30×150********M36×17017262097 M30×16010981332M36×180******** M36×19018862257M42×23030953694 M36×20019662337M42×24032043803 M36×21020462417M42×25033133912
螺栓理论重量表
螺栓理论重量表是制造厂商参考的重要资料，是对不同规格螺栓重量的详细记录。为帮助大家掌握螺栓理论重量表，世界工厂泵阀网汇总以下内容，以供查阅参考。 螺栓理论重量包括不带螺母及带螺母的螺栓重量，可通过分段计算的方法来计算。 螺栓理论重量表如下： 规格(直径×长 度) 每千个螺栓重量(公斤) 规格(直径×长度) 每千个螺栓重量(公斤)不带螺母带螺母不带螺母带螺母 M10×302940M14×80117142 M10×403546M14×90129154 M10×504152M16×4092126 M10×604758M16×50106140 M12×304157M16×60122156 M12×404965M16×70138172 M12×505874M16×80154188 M12×606783M16×90170204 M12×707692M16×100185219 M12×8085101M20×50183245 M14×406994M20×60205267 M14×5081106M20×70230292 M14×6093118M20×80255317 M14×70105130M20×90279341 M20×100304366M22×160548624 规格(直径×长度) 每千个螺栓重量(公斤) 规格(直径×长度) 每千个螺栓重量(公斤)不带螺母带螺母不带螺母带螺母 M20×110329391M24×80388500 M20×120354416M24×90424536 M20×130378440M24×100459571
M22×60250326M24×110495607 M22×70280356M24×120531643 M22×80310386M24×130566678 M22×90339415M24×140602714 M22×100369445M24×150637749 M22×110399475M24×160673785 M22×120429505M27×80519687 M22×130459535M27×90564732 M22×140489565M27×100609777 M22×150519595M27×110654822 M27×120699867M30×17011541388 M27×130744912M30×180******** M27×140789957M30×19012661500 M27×1508341002M30×20013221556 M27×1608791047M30×21013781612 规格(直径×长度) 每千个螺栓重量(公斤) 规格(直径×长度) 每千个螺栓重量(公斤)不带螺母带螺母不带螺母带螺母 M27×1709241092M30×22014341868 M27×1809691137M36×11012461617 M30×100765999M36×12013261697 M30×1108201054M36×130******** M30×1208751109M36×14014861857 M30×1309311165M36×150******** M30×1409861220M36×16016462017 M30×150********M36×17017262097 M30×16010981332M36×180******** M36×19018862257M42×23030953694
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: = + .
螺纹连接强度计算
新产品最新动态技术文章企业目录资料下载视频/样本反馈/论坛 技术应用 | 基础知识 | 外刊文摘 | 业内专家 | 文章点评投稿发表科技文章 螺纹联接设计：单个螺栓联接的强度计算 newmaker 螺纹联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联接，其失效形式主要为螺栓杆剪断，栓杆或被联接件孔接触表面挤压破坏；如果螺纹精度低或联接时常装拆，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，这些部分都不需要进行强度计算。所以，螺栓联接的计算主要是确定螺纹小径d1，然后按照标准选定螺纹公称直径（大径）d，以及螺母和垫圈等联接零件的尺寸。 1. 受拉松螺栓联接强度计算
图15.3 松螺栓联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，联接并不受力。图1所示吊钩尾部的联接是其应用实例。当螺栓承受轴向工作载荷(N)时，其强度条件为 或 式中：d1--螺纹小径，mm； σ1--松联接螺栓的许用拉应力，Mpa。 2. 受拉紧螺栓联接的强度计算 根据所受拉力不同，紧螺栓联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类。 ①只受预紧力的紧螺栓联接 图为靠摩擦传递横向力F的受拉螺栓联接，拧紧螺母后，这时螺栓杆除受预紧力F`引起的拉应力σ=4F`/πd12外，还受到螺纹力矩T1引起的扭转剪应力： 对于M10～M68的普通螺纹，取d1、d2和λ的平均值，并取ρ`=arctan0.15，得τ≈0.5σ。由于螺栓材料是塑性材料，按照第四强度理论，当量应力σe为
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