vdi2230-螺栓计算

关于《VDI-2230标准》的使用说明

关于《VDI-2230标准》的使用说明由于《VDI-2230标准》是针对高强度螺栓校核建立的，所以在计算时，不同强度螺栓的参数选取有所区别。

高强度螺栓碳钢：8.8级及以上奥氏体不锈钢类：8.0级及以上一、通用说明R0. 被夹紧件确定被夹紧件长度lK:垫片长度不算；若滑块在螺杆方向，则算作螺母，亦不计入。

R1.拧紧系数的确定拧紧系数与拧紧方式相关，不同的拧紧方式对应的拧紧系数范围不同。

如果有试验值，则用试验值，如果没有试验值，则根据表A8取值，一般拧紧方式为扭矩扳手拧紧；螺纹摩擦系数μG：根据表A5得到，如果有试验值，则取试验值。

R2.受力界面数、横向力数值、扭矩数值的确定q f , qm：被夹紧件串联取1，并联取2；Ansys中导出的MYmax值取绝对值，计算时代入正值。

R3. 连接类型的确定根据受力情况而定，一般情况为同心夹紧与加载，且趋于安全性的考虑，选SV1。

R5. 轴力数值的确定FAmax为Ansys中静强度工况导出的轴力，若出现负值，代入0。

R7. 屈服强度的利用系数屈服强度利用系数v应根据试验而定，目前根据VDI标准取0.9作为比较值。

设计提供的预紧力与最大装配预紧力必须要小于F Mzul。

R8.工作应力的确定如果初始设计给的预紧力合格，则以后步骤中出现的FMZul均代入设计给的预紧力。

R9.交变应力的确定F SAO - FSAU为Ansys中疲劳工况导出的轴力，若出现负值，代入0。

R11.最小连接长度标准件不用校核，非标准件和螺钉需要校核。

二、高强度螺栓1.涉及查表的参数，先取中值，若不通过，则另外考虑。

其中R1螺纹摩擦系数μG 取0.1，R2被夹紧界面最小摩擦系数μTmin取0.21。

2.R12中抗滑移安全系数定义为1.2，防剪切系数定义为1.1。

三、非高强度螺栓1.涉及查表的参数，均取范围内的边界值。

2.R4中预紧力损失量FZ取计算值的10%。

3.R12中抗滑移安全系数义为1，防剪切系数定义为1.1。

VDI2230计算高强度螺栓

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• 1 • 草图设计 1.4 得到初选结果
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• 2 • 验证计算 2.1 输入工况参数
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Lg=60mm，DSt=25mm L =55mm，DZ=80mm • 液压缸内压力 pmax=5.5N/mm2 • 承压面积 A=4536mm • 轴向载荷 FAmax=24.9kN
• 尺寸： • • • • • • 活塞每小时300个工作冲程密封要求： FKRmin=103N 活塞材料： 16MnCr5 活塞杆材料：表面粗糙度 RZ=16µm 连接工具指示扭矩的扳手
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VDI2230高强度螺栓连接系统计算研究

骤都需要的。２１计算过程．
且根据应力取决于夹紧零件和被夹紧零件的弹
性回能。因此总结如下：
Ｆｓ＾一Ｆ＾
（）２
（）３
Ｆ＾Ｆｓ＋ＦＰ一＾＾ＦＰ＝（一）＾＾１Ｆ
（）４
并且：
ＦＲＦＫ＝ｖ— ＦＰ＝Ｆｖ（一）＾一１Ｆ＾（）５
— —
在大端轴承盖螺栓连接中，受往复承
活塞发动机的振动．种螺栓的夹紧力必须调这
整得更高ｔ以保证在其内力作用下不会出现接合面单侧分离或打滑。这两种情况都会由于螺
栓连接的自动卸开或螺栓的疲劳失效从而引起逐渐破坏。由于夹紧力会引起受力轴承套变形．直到它们在接台面完全停止转动一此夹紧力因应该是内部压力产生的工作载荷的许多倍。
一一
螺栓的强度级别；
图２普通情况轴向工作栽荷Ｆ连接图，一
・
一
…
由于工作载荷引起连接体或者连接零
２７・
国外技术与管理
。＿
交变载荷疲劳强度；
＼、＼＼
Ｆ之间（见４６２节）Ｍ参．．
～
螺栓头部或螺母引起的被夹紧零件的
的弹性变形产生了单个螺栓连接处的轴向载荷
Ｆ、向力Ｆ、一横口弯矩Ｍ以及有时存在的扭矩Ｍｒ由于结构零件和螺检连接的设计是多种多。样的・确定这些基本变量的载荷与变形分析是困难而又复杂的，须利用静力学和弹性力学必

VDI_2230实例

f Z 8 10 3 mm
因此，可以求得预加载荷的损失量为
FZ f Z 1 1 8 10 3 2.415 103 N 6 6 S P 2.95 10 3.63 10
R5 要求的最小装配预紧力按公式（R5/1）计算（P22）。
' FM min FKerf (1 * en ) FA max FZ F Vth 1000 (1 0.008) 24900 2415 0 28116 N
lGew 18 1.152 10 6 mm / N ES Ad 3 2.05 105 76.25
GM G M
lG lM 0.5 d 0.33 d 0.5 12 0.33 12 5 E S Ad3 E S AN E S Ad3 E S AN 2.05 10 76.25 2.05 10 5 113.1
基本实体的外径 DA DZ 80mm
DA 80 3.79 可得 y dWm 21.11
对于穿孔螺栓（DSV）按公式（5.1/27）计算D（D 见 P33，图 5.1/4 b）
tan D 0.362 0.032 ln( L / 2) 0.153ln y 0.362 0.032 ln(1.99 / 2) 0.153ln 3.79 0.556
在热处理以前滚压而成的螺栓，其疲劳极限按（5.5/19）式（P80）计算。
FM max l FMzul(10.9) 。
所选择的螺栓满足工作要求。 R8 工作应力按（R8/1－P23）式计算最大的螺栓受力
FS max FM zul * en FA max 64800 0.008 24900 64999 N

关于VDI2230高强度螺栓系统计算的使用说明

关于使用VDI2230进行螺栓校核的说明1.通用说明R1. 确定拧紧系数拧紧系数与拧紧方式相关，不同的拧紧方式对应的拧紧系数范围不同。

如果有试验值，则用试验值，如果没有试验值，则根据拧紧方式取VDI2230表A8中拧紧系数范围的中值。

R2.摩擦系数、受力界面数的确定摩擦系数与被连接件的材料、表面处理方式有关。

q f , q m 取值根据连接件的受力方式而定，做一个图例数据库，采用图例说明。

并联或串联R3. 连接类型的确定根据受力情况而定，做一个图例数据库，采用图例说明。

sv1R4. 预紧力损失量VDI2230表中数值是对应屈服强度90%利用率的预紧力的损失量，如果初始预紧力低于这个许用最大预紧力（F M <F Mzul ），预紧力损失量取预紧力的10%。

设计给定的10%。

R7. 屈服强度的利用系数，螺纹最小摩擦系数μGmin屈服强度利用系数v 应根据试验而定，目前根据VDI 标准取0.9作为比较值。

设计提供的预紧力与最大装配预紧力必须要小于F Mzul 。

螺纹最小摩擦系数μG min 由查表得到，如果有试验值，则取试验值。

R8. 确定工作应力如果初始设计给的预紧力合格，则公式（th max max V A n Mzul s F F F F ∆-+=ϕ）中F Mzul 用设计给的预紧力，否则计算终止，或者给设计提建议，采用R6中计算得到的最大装配预紧力，然后使用该预紧力校核。

R9. 确定交变应力F SAO 和F SAU 为计算的轴向载荷乘以螺栓轴向载荷系数。

R10. 确定表面压力F SA为螺栓的轴向载荷，应在F A的基础上乘以螺栓轴向载荷系数，若F A<0，则F SA取零。

F V为设计提供的预紧力。

R11.最小连接长度标准件不用校核，非标准件和螺钉需要校核。

R12.抗滑移安全系数抗滑移安全系数暂时按标准取1.2，如果取1.2不通过，则另外考虑。

2.非高强度螺栓VDI方法校核注意事项需要根据设计给出的预紧力的数值进行校核，不能完全照搬VDI标准中的参数，主要考虑到VDI是针对高强度螺栓建立的，预紧力是按照屈服强度90%利用率定的。

采用VDI2230的风力发电机组塔筒法兰联接处螺栓强度分析.

设备设计/诊断维修/再制造现代制造工程(ModernManufacturingEngineering)2011年第5期采用VDI2230的风力发电机组塔筒法兰联接处螺栓强度分析*陈真,杜静,何玉林,刘卫,冯博(重庆大学机械传动国家重点实验室,重庆400044)摘要:针对风力发电机组塔筒法兰联接处螺栓轴线与法兰横向对称中心线不一致,且螺栓所受外载荷为偏心载荷的问题,基于VDI2230螺栓联接理论对法兰联接处螺栓进行理论分析,计算出实际工况下螺栓螺纹处的等效应力,采用有限元理论对法兰联接处螺栓在MSC.Marc/Mentat环境中进行接触强度分析,有限元结果与理论计算结果基本吻合。

研究为螺栓联接强度分析提供了新的思路。

关键词:螺栓;VDI2230螺栓联接理论;风力发电机;有限元中图分类号:TM614 文献标志码:A 文章编号:1671 3133(2011)05 0125 05 StrengthanalysisofboltjointonwindturbinetowerflangebasedonVDI2230 CHENZhen,DUJing,HEYu lin,LIUWe,iFENGBo (TheStateKeyLaboratoryofMechanicalTransmission,ChongqingUniversity,Chongqing4 00044,China)Abstract:Fortowerflangeandboltjointofwindturbine,theaxisofboltisinconsistentwiththeho rizontalsymmetryaxisofflange.Theboltofflangesufferedeccentricload.Thetheoreticalanal ysisofsuchcasewascarriedoutreferringtothetheoryofVDI2230.Equivalentstressunderactu alconditionwasobtained.Onbaseoffiniteelementtheorycontactstrengthanalysisofflangean dboltswereconductedinMSC.Marc/Mentat.Theresultoffiniteelementanalysisisapproxima telyagreeablewiththetheoreticalresult.Providesanovelapproachforstrengthanalysisofbolt. Keywords:VDI2230;boltjoint;windturbine;finiteelement0 引言塔筒法兰联接处螺栓作为风力发电机组重要的联接件,其联接的可靠性决定着整个风力发电机组的整体可靠性,传统螺栓联接强度理论只对螺栓组联接受轴向载荷或受倾覆力矩的情况进行了简单分析[1]论在MSC.Marc/Mentat环境中进行螺栓接触强度分析,为螺栓联接设计提供新的理论依据。

基于VDI2230标准的螺栓设计参数优化案例展示

基于VDI2230标准的螺栓设计参数优化案例展示在上一次的案例分析中，我们通过一个简单的螺栓连接设计与可靠性验证的案例出发，掌握了MDESIGN BOLT模块的基本操作。

而这一次，我将会在之前的案例的基础之上，通过对螺栓连接设计进行优化，来了解与掌握更多的MDESIGN BOLT模块的功能。

一、案例回顾我们先简单回顾一下上一个案例的工况信息以及计算分析结果。

从计算结果可以看出：⑴初选出的螺栓的许可装配预紧力大于螺栓连接所需要的最大装配预紧力；⑵抗屈服安全系数S F=1.16＞1，满足抗屈服安全条件；⑶抗疲劳安全系数S D=18.44＞1.2，远远满足交变应力安全条件；⑷抗压溃安全系数S pMK=1.19＞1，S pBK=1.18＞1，满足表面压强安全条件；⑸现有啮合长度m vorh=18mm大于最小有效啮合长度mges=9.9mm，满足最小啮合条件；⑹依据工况所提供的装配工艺（扭矩扳手拧紧法），所需的拧紧扭矩为109.23N*M；综上，针对此案例，根据MDESIGN BOLT模块的计算结果判定，初选所确定的螺栓能够满足预定的设计要求，具有良好的可靠性。

在进行螺栓连接设计的时候，往往需要从两个方面考虑设计的合理性：一方面是设计的螺栓连接能够在已知的工况下完成预设的功能，即不发生失效，具有足够的可靠性；另一方面是设计的螺栓连接不存在过大的功能冗余，即不存在在强度、材料上的过度设计，进而达到降低重量或成本的目的。

在上一个推送中，我们验证了初选所确定的螺栓能够满足预定的设计要求，具有良好的可靠性，但是否会存在过大的功能冗余呢？从上图中我们可以发现，螺栓所能承受的最大装配预紧力（红线），相比于螺栓所需的最大装配预紧力（绿线），大了40%左右。

根据经验，这种情况下往往会存在过大的功能冗余，即可以使用公称直径更小或是强度等级更低的螺栓进行连接，依旧能够保证螺栓连接的可靠性。

二、修改螺栓的公称直径考虑到螺栓连接需要从活塞杆中扩孔，那么是否可以选用公称直径更小的螺栓，减小扩孔的孔径，进而减小对活塞杆的强度的削弱呢？通过MDESIGN BOLT模块，我们只需修改一个输入参数即可验证以上想法。

切向连接计算

结合面摩擦系数是计算受到剪切方向载荷的螺栓连接非常重要的一个
参数，该数值取值大小会较大影响着螺栓选用的规格和性能等级。

对于紧固件连接的工程师来说，下面这个计算公式相信没有不熟悉的：
这个就是VDI2230标准的计算螺栓接头受到横向剪切方向载荷和扭转
载荷时计算所需的最小夹紧力的计算公式。

螺栓轴向力FKQ将两个或多个部件连接在一起，并通过结合面摩擦系
数μT产生的静摩擦力，用以传递螺栓切向载荷FQ或扭矩MY。

同样一个外部横向剪切方向的载荷10KN的接头，如果摩擦系数μTmin
取0.12,0.15,0.2,0.3计算出所需要的夹紧力会差别很大。

因此，有
必要对这个摩擦系数进行讨论。

我们常规计算中，一般取结合面摩擦系数为0.12，也有取0.15，这些
计算用的结合面摩擦系数从相关论文中也可以查出。

在汽车设计中，如果按照0.12,0.15的这些摩擦系数来计算校核接头
的所需夹紧力是否满足要求，往往发现所选用的螺栓规格较小，不能
满足外部载荷要求，特别是不能满足汽车滥用工况最大载荷情况下的
螺栓连接接头零件不能产生滑动的要求。

而这些车子都已经运行生产多年，没有大量出现因接头滑动的问题情况。

这说明设计的螺栓和拧紧要求是满足的。

因此，有必要怀疑常规
设计计算选用的摩擦系数选取0.12,0.15的合理性。

众所周知，电动车因为增加了电池包的重量，使整车的重量大大增加，以续航500km的电动车为例，往往比同等尺寸规格的燃油车重量要增
加300-400kg，也就是说有可能螺栓的规格会增大。

基于VDI2230标准的螺栓设计参数优化案例展示.pdf

基于VDI2230标准的螺栓设计参数优化案例展示在上一次的案例分析中，我们通过一个简单的螺栓连接设计与可靠性验证的案例出发，掌握了MDESIGN BOLT模块的基本操作。

而这一次，我将会在之前的案例的基础之上，通过对螺栓连接设计进行优化，来了解与掌握更多的MDESIGN BOLT模块的功能。

一、案例回顾我们先简单回顾一下上一个案例的工况信息以及计算分析结果。

从计算结果可以看出：⑴初选出的螺栓的许可装配预紧力大于螺栓连接所需要的最大装配预紧力；⑵抗屈服安全系数S F=1.16＞1，满足抗屈服安全条件；⑶抗疲劳安全系数S D=18.44＞1.2，远远满足交变应力安全条件；⑷抗压溃安全系数S pMK=1.19＞1，S pBK=1.18＞1，满足表面压强安全条件；⑸现有啮合长度m vorh=18mm大于最小有效啮合长度mges=9.9mm，满足最小啮合条件；⑹依据工况所提供的装配工艺（扭矩扳手拧紧法），所需的拧紧扭矩为109.23N*M；综上，针对此案例，根据MDESIGN BOLT模块的计算结果判定，初选所确定的螺栓能够满足预定的设计要求，具有良好的可靠性。

在进行螺栓连接设计的时候，往往需要从两个方面考虑设计的合理性：一方面是设计的螺栓连接能够在已知的工况下完成预设的功能，即不发生失效，具有足够的可靠性；另一方面是设计的螺栓连接不存在过大的功能冗余，即不存在在强度、材料上的过度设计，进而达到降低重量或成本的目的。

在上一个推送中，我们验证了初选所确定的螺栓能够满足预定的设计要求，具有良好的可靠性，但是否会存在过大的功能冗余呢？从上图中我们可以发现，螺栓所能承受的最大装配预紧力（红线），相比于螺栓所需的最大装配预紧力（绿线），大了40%左右。

根据经验，这种情况下往往会存在过大的功能冗余，即可以使用公称直径更小或是强度等级更低的螺栓进行连接，依旧能够保证螺栓连接的可靠性。

二、修改螺栓的公称直径考虑到螺栓连接需要从活塞杆中扩孔，那么是否可以选用公称直径更小的螺栓，减小扩孔的孔径，进而减小对活塞杆的强度的削弱呢？通过MDESIGN BOLT模块，我们只需修改一个输入参数即可验证以上想法。

基于vdi2230标准的车下吊装设备螺栓强度分析

0引言地铁车辆车下吊挂设备的关键连接部件多采用高强度螺栓，是连接结构中的重要部件，对行车的安全性和可靠性具有重大的影响[1-2]。

这些设备结构经常工作在复杂多样的外载荷环境中，在连接部位会受到不同载荷作用，令结构表现出非线性特性[3]。

因此，对螺栓连接强度评估在装备结构设计阶段至关重要。

为了满足地铁车辆关键连接部件的强度要求，明确其强度薄弱之处，为车体关键连接部件的改进和确定提供依据，需要对地铁车辆的关键连接部件进行详细的强度分析[4]。

目前，对螺栓强度的分析主要是理论计算和有限元研究两方面，理论计算一般采用《VDI2230螺栓强度校核标准》（以下简称《VDI 标准》）进行校核[5]。

有限元研究方面，可以截取一对螺栓及小区域夹紧件进行定性分析，也可以将螺栓简化为BEAM 单元考虑整体连接结构进行分析。

本文以某地铁车辆车底吊挂的交流控制箱连接螺栓为研究对象，将控制箱与车体连接件部分采用四面体实体单元进行模拟，螺栓采用梁单元模拟，对连接面进行接触非线性强度分析，提取螺栓工作力，结合《VDI 标准》对螺栓强度进行评估，从而为螺栓连接强度分析及设计提供理论依据。

1交流控制箱连接结构非线性有限元分析计算1.1交流控制箱结构交流控制箱一般处于地铁T 车车体靠中心的位置，设备通过高强度螺栓吊装在T 车车底架上，如图1所示，其中螺栓为4个M16的高强螺栓，强度等级为8.8级，设备自重65kg 。

在地铁车辆运行过程中不仅受到不同方向的冲击载荷，同时也会长期承受疲劳载荷的作用。

因此，校核螺栓强度就显得十分必要了。

1.2交流控制箱结构有限元模型交流控制箱吊挂在车体底部横梁上，此时，截取梁工字横梁并对横梁两端进行全约束。

同时，将箱体简化为质心处的一个mass 点单元，使之刚性连接到箱体顶端的四个连接块上，4个高强度螺栓采用弹性梁来进行模拟，控制箱连接块与底架工字横梁设为接触对。

1.3交流控制箱结构螺栓工作力提取基于标准EN 12663对各类轨道车辆的分类。

VDI_2230高强度螺栓连接的系统计算-中文完整版

ICS21.060.10 2003年2月VDI 2230 第一部分高强度螺栓连接的系统计算单个圆柱螺栓连接内容页指南的基本注解 VDI 2230第1部分新版本2003年. . . . . . .………………………………….………… . . . . . . . 31 有效范围. . . . . . . . . . …………………………………………………………………………….………. . . . . . 32 技术准则 VDI 2230第1部分，1986年7月版与2001年10月修订版的差异.... . (3)3 载荷和变形条件 (4)3.1 可用的计算方法概述 (4)3.2 单个螺栓连接计算，力和变形分析................... . (5)3.2.1 同轴紧固单螺栓连接 (8)3.2.2 偏心紧固单螺栓连接 (8)3.2.3 单边开放的连接 (10)3.2.4 横向力的影响. . . . . …………………………….…….…….……………………………...……………… . 104 计算步骤................................................................... (10)4.1 概述. . . . . . . . . ………………………………….………….…………………………………………. . . . . . . 104.2 说明. . . . . ………………………………….…………………. ………………………………... . . . . . . . . . . 115 数值计算……………………………… . . . . . . …….…….……. ………………………….………………. . . . . 195.1 连接的回弹. . . . ……………………………………….……. ……………………………………………... . 195.1.1 螺栓的回弹. . . . . . . . . (19)5.1.1.1 轴向回弹. . . ………………………………………….………………………….…………………. . . . . 205.1.1.2 弯曲回弹. . . . . (21)5.1.2 重叠被连接件的回弹 (21)5.1.2.1 同轴紧固单螺栓连接的回弹........................................... (23)5.1.2.2 偏心紧固单螺栓连接的回弹............................................ .. (26)5.1.2.3 偏心作用的轴向工作载荷的回弹 (31)5.2 载荷系数. . . . . . . . . . . . . ……………………………………………………………………………………. . 325.2.1 轴向作用的工作载荷的作用线-距离a…………………...…………………………………………. . . . .325.2.2 载荷系数. . . . ……………………………………………..……………………………………………… . . 325.2.2.1 基本原理. . . . . . . (33)5.2.2.2 确定载荷系数n的步骤.................................................... . (34)5.3 载荷系数和附加螺栓载荷 (38)5.3.1 载荷系数和附加螺栓载荷的上限.......... . (38)5.3.1.1同轴负载. . . . ………………………...…………………………………………………………………. . 405.3.1.2偏心负载. . . . . . (40)5.3.1.3 特殊情况下的外部弯曲力矩 (41)5.3.2 偏心载荷情况下上限的关系式 (41)5.3.3 开式连接的关系式 (44)5.4 预加载荷. . . . . . . . . ………………… ……. . . …………………………………………………………… . 475.4.1 最小夹紧力 (47)5.4.2 预紧力的变化. . .... . . . . . . . . (47)5.4.2.1 由于压陷和松弛产生的预紧力变化 (47)5.4.2.2 温度对预紧力的影响 (49)5.4.3 装配预紧力和拧紧力矩 (50)5.4.3.1 力矩控制拧紧 (52)5.4.3.2 转角控制拧紧 (53)5.4.3.3 屈服控制拧紧 (54)5.4.3.4 拧紧方法的比较 (54)5.4.3.5 最小装配预紧力 (54)5.5 应力和应变的计算 (55)5.5.1 装配应力. . . . . .................................................................................................. . . . . . . 55 5.5.2 工作应力. . . . . . . . ................................................................................................ . . . . 58 5.5.3 交变应力.................................................................................................. . . . . . . . . . . 59 5.5.4 螺栓头和螺母支承面的表面压力 (63)5.5.5 啮合长度. . . . . . . (64)5.5.6 剪切应力. . . . . . ……………………….………………………………………………………… . . . . . . 67 5.5.6.1 概述. . . . . . . . . . ……………………….………………………………………………………………. . 67 5.5.6.2 载荷分布. . . . ………………………….……………………………………………………………. . . 67 5.5.6.3 静载荷. . . . . ………………………………….……………………………………………………. . . . 685.5.6.4 动载荷………………………………………….……………………………………………... . . . . . . . 696 提高螺栓连接工作可靠性的设计. . . . . …………...….……………………………………………………. . 70 6.1 螺栓连接耐久性. . . . . . ………………………………………………………………………………….. . . 706.2 螺栓连接的松脱. . ………………………………………………………………………………….. . . . . . 717 标记符号及其内容………………………………….……………………………………………... . . . . . . . . . . 71 参考文献. . . . …………………………………….………………………………………... . . . . . . . . . . . . . . . 81 附件A 计算用表. . . . ……………………………...………………………………………………….... . . . . . . 84 附件B 计算例题. . …………………………………………………………………………………... . . . . … . . 98 附件C 载荷系数计算. . ………………………..……..……………………………………………….. . . . . . . . 138指南的基本注解2003年新版本，VDI 2230第一部分本指南已经用于实践超过25年，被广泛承认和经常参考，现在德国及其它地方被当作是标准工作用于计算螺栓连接。

VDI_2230高强度螺栓连接的系统计算-中文版

ICS21.060.10 2003年2月VDI 2230 第一部分高强度螺栓连接的系统计算单个圆柱螺栓连接内容页指南的基本注解 VDI 2230第1部分新版本2003年. . . . . . .………………………………….………… . . . . . . . 31 有效范围. . . . . . . . . . …………………………………………………………………………….………. . . . . . 32 技术准则 VDI 2230第1部分，1986年7月版与2001年10月修订版的差异.... . (3)3 载荷和变形条件 (4)3.1 可用的计算方法概述 (4)3.2 单个螺栓连接计算，力和变形分析................... . (5)3.2.1 同轴紧固单螺栓连接 (8)3.2.2 偏心紧固单螺栓连接 (8)3.2.3 单边开放的连接 (10)3.2.4 横向力的影响. . . . . …………………………….…….…….……………………………...……………… . 104 计算步骤................................................................... (10)4.1 概述. . . . . . . . . ………………………………….………….…………………………………………. . . . . . . 104.2 说明. . . . . ………………………………….…………………. ………………………………... . . . . . . . . . . 115 数值计算……………………………… . . . . . . …….…….……. ………………………….………………. . . . . 195.1 连接的回弹. . . . ……………………………………….……. ……………………………………………... . 195.1.1 螺栓的回弹. . . . . . . . . (19)5.1.1.1 轴向回弹. . . ………………………………………….………………………….…………………. . . . . 205.1.1.2 弯曲回弹. . . . . (21)5.1.2 重叠被连接件的回弹 (21)5.1.2.1 同轴紧固单螺栓连接的回弹........................................... (23)5.1.2.2 偏心紧固单螺栓连接的回弹............................................ .. (26)5.1.2.3 偏心作用的轴向工作载荷的回弹 (31)5.2 载荷系数. . . . . . . . . . . . . ……………………………………………………………………………………. . 325.2.1 轴向作用的工作载荷的作用线-距离a…………………...…………………………………………. . . . .325.2.2 载荷系数. . . . ……………………………………………..……………………………………………… . . 325.2.2.1 基本原理. . . . . . . (33)5.2.2.2 确定载荷系数n的步骤.................................................... . (34)5.3 载荷系数和附加螺栓载荷 (38)5.3.1 载荷系数和附加螺栓载荷的上限.......... . (38)5.3.1.1同轴负载. . . . ………………………...…………………………………………………………………. . 405.3.1.2偏心负载. . . . . . (40)5.3.1.3 特殊情况下的外部弯曲力矩 (41)5.3.2 偏心载荷情况下上限的关系式 (41)5.3.3 开式连接的关系式 (44)5.4 预加载荷. . . . . . . . . ………………… ……. . . …………………………………………………………… . 475.4.1 最小夹紧力 (47)5.4.2 预紧力的变化. . .... . . . . . . . . (47)5.4.2.1 由于压陷和松弛产生的预紧力变化 (47)5.4.2.2 温度对预紧力的影响 (49)5.4.3 装配预紧力和拧紧力矩 (50)5.4.3.1 力矩控制拧紧 (52)5.4.3.2 转角控制拧紧 (53)5.4.3.3 屈服控制拧紧 (54)5.4.3.4 拧紧方法的比较 (54)5.4.3.5 最小装配预紧力 (54)5.5 应力和应变的计算 (55)5.5.1 装配应力. . . . . .................................................................................................. . . . . . . 55 5.5.2 工作应力. . . . . . . . ................................................................................................ . . . . 58 5.5.3 交变应力.................................................................................................. . . . . . . . . . . 59 5.5.4 螺栓头和螺母支承面的表面压力 (63)5.5.5 啮合长度. . . . . . . (64)5.5.6 剪切应力. . . . . . ……………………….………………………………………………………… . . . . . . 67 5.5.6.1 概述. . . . . . . . . . ……………………….………………………………………………………………. . 67 5.5.6.2 载荷分布. . . . ………………………….……………………………………………………………. . . 67 5.5.6.3 静载荷. . . . . ………………………………….……………………………………………………. . . . 685.5.6.4 动载荷………………………………………….……………………………………………... . . . . . . . 696 提高螺栓连接工作可靠性的设计. . . . . …………...….……………………………………………………. . 70 6.1 螺栓连接耐久性. . . . . . ………………………………………………………………………………….. . . 706.2 螺栓连接的松脱. . ………………………………………………………………………………….. . . . . . 717 标记符号及其内容………………………………….……………………………………………... . . . . . . . . . . 71 参考文献. . . . …………………………………….………………………………………... . . . . . . . . . . . . . . . 81 附件A 计算用表. . . . ……………………………...………………………………………………….... . . . . . . 84 附件B 计算例题. . …………………………………………………………………………………... . . . . … . . 98 附件C 载荷系数计算. . ………………………..……..……………………………………………….. . . . . . . . 138指南的基本注解2003年新版本，VDI 2230第一部分本指南已经用于实践超过25年，被广泛承认和经常参考，现在德国及其它地方被当作是标准工作用于计算螺栓连接。

Overview of VDI 2230 高强度螺栓连接系统计算

Beam Geometry, Ex. 2
• Axial force, FA • Transverse force, FQ • Moment of the plane of the beam, MZ
Rotation of Flanges
• Axial force, FA (pipe force) • Bending moment, MB • Internal pressure, p
Calculation Step R1
• Estimation of bolt diameter, d • Estimation of clamping length ratio, lK/d • Estimation of mean surface pressure under bolt head or nut area, pG • If pG is exceeded, joint must be modified and lK/d re-determined re-
• • • • Axial force, FA (pipe force) Transverse force, FQ Torsional moment, MT Moment, MB
Flanged Joint with Plane Bearing Face, Ex. 3
• • • • Axial force, FA (pipe force) Transverse force, FQ Torsional moment, MT Moment, MB
Calculation Step R10
• Check surface pressure under bolt head and nut bearing area • Allow for chamfering of hole in determining bearing area • Tables provide recommendations for maximum allowable surface pressure • If using tightening to or beyond yield, modify caห้องสมุดไป่ตู้culation

基于VDI2230标准车钩连接螺栓强度分析

基于VDI2230标准车钩连接螺栓强度分析摘要：地铁车钩安装用螺栓是车钩钩缓与车体连接的关键部件，该处螺栓属于高强度螺栓，应用有限元分析软件ANSYS，根据螺栓实际运行工况，采用实体建模法，对某地铁车钩安装座连接螺栓进行接触非线性分析，得出螺栓轴向最大拉力，然后基于VDI2230标准对螺栓进行强度校核，对车钩安装用螺栓的选用和校核具有指导意义。

关键词：高强度螺栓；有限元分析；VDI2230标准；校核0 前言：地铁车辆与车辆之间通过车钩缓连接，车钩缓通过采用螺栓连接的方式与车体底架上的车钩安装座连接，如图1所示。

车钩缓安装是否可靠直接关系到地铁能否安全运行。

为确保地铁可靠安全的运行，在实际设计中，需要对车钩安装用螺栓（图1中安装螺栓）进行强度校核，传统的螺栓强度校核以机械设计手册为校核标准，偏于保守，不能最大限度利用螺栓的承载能力[3]。

德国工程师协会（VDI）制定颁布的VDI2230高强度螺栓连接系统计算标准（以下简称“VDI2230标准”）被广泛认可。

VDI2230标准为设计螺栓连接提供了一种系统的计算方法，确保了其所设计的螺栓连接在功能和操作上都具备一定的可靠度，同时最大限度的利用螺栓的承载能力[1][4]。

本文利用有限元分析软件采用整体建模法对某地铁车钩安装用螺栓进行接触非线性分析，得出螺栓最大轴向拉力，然后基于VDI2230标准对螺栓进行强度校核，为地铁车钩安装用螺栓设计与选用提供参考。

某地铁车钩安装用螺栓参数见表1。

表1 某地铁车钩安装螺栓参数1、地铁车钩安装座用螺栓有限元分析本节将应用有限元软件ANSYS，对车钩安装用螺栓进行有限元分析。

螺栓有限元分析主要方法有真实建模法、无螺栓等效载荷法，螺栓耦合模拟法、螺栓混合建模法等，本次采用真实建模法对车钩安装用螺栓进行分析。

图1 全自动钩缓示意图1.1有限元前处理车钩缓装置零件数量极多，结构比较复杂，本文选取与车钩安装座连接部分作为研究对象，工程应用不同于基础研究，在进行有限元分析时，抓住主要的分析对象，对三维模型进行简化，不仅可以节省计算资源，而且可以获得准确的计算结果，满足工程应用。

• • • • Axial force, FA (pipe force) Transverse force, FQ Torsional moment, MT Moment, MB
Flanged Joint with Plane Bearing Face, Ex. 3
• • • • Axial force, FA (pipe force) Transverse force, FQ Torsional moment, MT Moment, MB
1. Range of Validity
• Steel Bolts • M4 to M39 • Room Temperature
2. Choice of Calculation Approach
• Dependent upon geometry
– – – – – Cylindrical single bolted joint Beam connection Circular plate Rotation of flanges Flanged joint with plane bearing face
Calculation Step R7
• If changes in bolt or clamping length ratio, lK/d, are necessary, repeat Steps R4 through R6
Calculation Step R8
• Check that maximum permissible bolt force is not exceeded
Calculation Step R5
• Determination of loss of preload, FZ, due to embedding • Determination of total embedding

vdi 2230标准简介

vdi 2230标准简介VDI 2230标准是德国机械工程师协会（VDI）发布的一项标准，名为“Systematic Calculation of High Duty Bolted Joints”，中文译为“高负荷螺栓连接的系统计算”。

该标准的目的是为了规范和统一高负荷螺栓连接的计算方法，以确保连接结构的安全和可靠性。

VDI 2230标准对于制造领域的工程师和设计师来说是非常重要的，因为螺栓连接是很常见的结构连接方式，尤其在高负荷环境下承受巨大的压力和应力时。

该标准的主要内容包括以下几个方面：1. 螺栓连接的力学理论和计算方法：该标准详细介绍了螺栓连接所受的力学原理，包括受力分析、应力和应变分布、摩擦力等。

它还介绍了不同类型螺栓连接（如预张力连接、摩擦型连接等）的计算方法，以及如何根据不同的连接条件选择合适的计算公式。

2. 螺栓连接的材料选择和参数：螺栓连接的选择和设计要考虑到连接结构所承受的力学负荷、温度、振动等环境条件。

该标准对于不同材料（如钢、铝、塑料等）的螺栓和螺母的选用给出了建议，并介绍了螺栓连接中涉及的参数，如螺栓直径、螺距、预张力等。

3. 螺栓连接的设计和计算实例：标准提供了大量的连接实例和计算方法，以帮助工程师和设计师更好地理解和应用螺栓连接的计算方法。

这些实例涵盖了不同类型和形状的结构连接，如梁连接、板连接、环形连接等，并提供了详细的计算步骤和计算公式。

4. 螺栓连接的安全和可靠性评估：标准强调了连接结构的安全性和可靠性评估的重要性。

它介绍了各种可能导致连接失效的因素，如材料疲劳、应力集中、松动等，并提出了相关的预防和修复方法。

标准还介绍了一些标准中使用的安全系数，以确保连接结构在设计寿命内仍能保持安全性。

VDI 2230标准是一个非常有价值的参考文献，对于从事螺栓连接设计和计算的工程师和设计师来说特别有用。

它提供了详细的计算方法和实例，可以帮助工程师更准确地评估连接结构的安全性和可靠性，并提出相应的改进或优化建议。