螺栓连接的有限元分析(汇编)
螺栓联接接触问题有限元分析
螺栓联接接触问题有限元分析作者：王熙婷来源：《工业技术创新》2017年第06期摘要：研究螺栓联接结构形式复杂接触的承载特性，对比分析螺栓简化前后连接件受力和位移变化情况。
在三维图形设计软件Pro/E中构建模型，导入有限元软件ABAQUS中进行模拟仿真。
螺栓联接装配体连接件在与螺栓接触的位置易发生应力集中，且应力分布梯度变化较大；在远离螺栓联接的位置，简化前后应力分布相差不大；螺栓联接简化前后位移变形分布云图基本相同。
关键词：螺栓联接；接触问题；有限元分析；Pro/E；ABAQUS中图分类号：O343.3 文献标识码：A 文章编号：2095-8412 （2017） 06-011-04工业技术创新 URL： http： // DOI： 10.14103/j.issn.2095-8412.2017.06.003引言螺栓联接是机械装配体中应用最广的一种结构形式，通过螺栓将两个连接件连接在一起，形成一个整体传递力与扭矩。
对螺栓联接的承载特性进行研究，能够更好地指导螺栓联接结构形式的智能制造。
ABAQUS是功能强大的有限元软件，可以分析复杂的固体力学和结构力学系统，模拟非常庞大复杂的模型，处理高度非线性问题。
ABAQUS不但可以进行单一零件的力学和多物理场的分析，同时还可以完成系统级的分析和研究[1]。
对整个螺栓联接装配体进行有限元分析时，为节约计算资源，常常简化模型，将两个连接件接触面Tie在一起，这对模拟分析结果必然产生影响。
本文采用ABAQUS对比螺栓简化前后连接件受力和挠度变化情况，以及确定使用简化分析模型的前提条件，为螺栓联接结构形式的应用提供理论依据。
1 模型构建在任何一个大型设备中，螺栓联接是其必然存在的结构形式。
本文采用两个螺栓联接两块连接板的情形作为分析对象，其中一块连接板作为固定板，另一块连接板作为加载板。
该装配体在三维图形设计软件Pro/E中建立，完成后的模型如图1所示。
2 有限元模拟2.1 几何模型转化在Pro/E中建立的螺栓联接装配体几何模型，通过中间软件UG NX对细小结构进行修改和简化，保存文件为中间过渡格式.step，使修改后的模型能够满足进行有限元模拟的要求。
带预紧力的螺栓联接的有限元分析
《ANSYS Workbench 18.2机械工程应用实践》8.6.3 带预紧力的螺栓联接的有限元分析一、问题描述下面介绍一个简单实例，对由一个螺栓和两个法兰组成的紧螺栓联接的力学特性进行有限元分析。
二、分析步骤（一）在WINDOWS“开始”菜单执行ANSYS →Workbench。
（二）创建项目A，进行结构静力学分析，如图8-147所示。
⑴保存工程。
⑵双击；创建项目A。
图8-147 创建项目（三）从ANSYS材料库选择材料模型，添加到当前分析项目中。
1.双击图8-3所示项目流程图A2格的“Engineering Data”项。
2.选择材料Structural Steel，如图8-148所示。
图中对话框的显示由下拉菜单View项控制。
图 8-148 定义材料模型（四）创建几何体。
1.双击图8-147所示项目流程图A3格“Geometry ”项，启动DesignModeler 创建几何体。
2.在XYPlane 的Sketch1上画两个矩形和一个形封闭多段线，绘制方法以及各段直线的几何特点如图8-149所示。
关于将点约束在坐标轴或线上、绘制水平或竖直直线的方法，请参阅前文所述的自动约束。
图 8-149 画图形3.标注尺寸，如图8-150所示。
4.旋转草图Sketch1创建3D 几何体，用以模拟法兰和螺栓，如图8-151所示。
⑵拾取；草图模式。
⑴拾取；正对视图。
⑶拾取Rectangle 。
⑷画矩形，一条边在坐标轴上。
⑸画矩形，一条边与另一矩形重合。
⑹拾取Polyline 。
⑺画由水平直线和竖直直线组成的封闭多段线。
多段线的起点在矩形的边上。
多段线的一个顶点在矩形的边上。
⑴拾取。
显示Engineering Data Sources 窗口。
⑵拾取结构钢B 列图标，C 列出现标志。
⑶拾取，关闭Engineering Data 。
图 8-150 标注尺寸 图 8-151 旋转草图5.退出DesignModeler 。
电磁超声螺栓轴向应力测量的有限元分析与试验
螺栓作为重要的连接件，广泛应用于航空航天、船舶、风力发电、桥梁、数码产品等领域。
在实际工况中，螺栓上施加的应力直接影响设备的运行、结构安全和可靠性，因此对螺栓进行监测具有重要的工程意义。
螺栓轴向应力的常用无损检测方法主要有扭矩扳手法、磁敏电阻传感器法、光纤应变法和电阻应变片法等，但是这些方法尚未在工程中得到应用，而超声波法测量螺栓轴向应力可以应用于实际工程中。
传统的压电超声探头存在对材料的表面状态要求高、无法在高温下进行监测、需要和工件进行耦合等缺点，限制了超声波法的应用。
电磁超声作为一种新兴的超声检测方法，可以避免传统超声法测量螺栓轴力（轴向应力）的缺点，在一些领域中已经得到了广泛的应用。
现有研究中，电磁超声模拟多集中于探头优化方面，主要应用在测厚、无损检测等领域，而电磁超声测量螺栓轴向应力的研究较少。
因此，西南交通大学材料科学与工程学院的研究人员利用软件模拟电磁超声换能器激发纵波和纵波在螺栓中的传播过程，分析了螺栓在轴向载荷状态下的应力分布，以及夹紧长度对超声传播声时差的影响，并通过模拟确认了螺栓的夹紧长度与应力系数的关系，将有限元分析结果和真实试验结果进行对比，验证了有限元分析结果的可靠性。
1声弹效应的理论基础采用电磁超声激励纵波对螺栓轴向应力进行测量，该方法结合了胡克定律和声弹效应。
根据胡克定律，在物体的弹性限度内，应力与应变成正比，比值为材料的弹性模量E，可得到：Lσ=L1(1+σ/E)(1)L0=L1+L2 (2)式中：L1，Lσ为螺栓有效受力区间未受应力的长度和受力后的长度；σ为所受应力；L2为螺栓不受力区间的长度；L0为螺栓未受力时的总长。
根据声弹性效应，固体中的声速与应力有关。
假定螺栓紧固应力为单轴均匀拉伸应力，则超声波在螺栓内沿轴向传播的速度与应力有线性关系，可得到：vσ=v0(1+A·σ) (3)v0=2L0/t0 (4)式中：v0为超声波在无应力状态下的传播速度；vσ为超声波在应力状态下的传播速度；t0为无应力状态下的纵波渡越时间；A为声弹性系数。
外伸式端板螺栓连接节点的有限元分析
ｍｉ ｌ ｌ
端板
１ ２
１ ２
× ｔ ” × ｔ ｆ ￣
ｈ ｂ ｘ ｔ × ｔ ｌ ｘ ６ ，
直径叱 厚度
上的节点连接形式称为端板螺栓 连接 ， 当端板伸 出梁 高范 围之外 时称为外伸式端板 螺栓 连接 ＿ ２ Ｊ 。端 板螺 栓连 接属 于抗 弯连 接的
外 伸 式 端 板 螺 栓 连 接 节 点 的 有 限 元 分 析★
李
摘
丰
高磊磊
４ ５ １ １ ９ １ ）
（ 河 南工程学院土木工程 系， 河南 郑州
要： 利 用有 限元 Ａ Ｎ Ｓ Ｙ Ｓ对外伸式端板螺栓连 接节点受 力性能进 行 了分析 ， 从 改变端板 厚度和 螺栓 直径方 面进行 了节点 受力
Ｈ ３ ０ ０ ×１ ６ Ｏ ×８× １ ２ Ｈ３ ０ ０×２ ５ ０× ８ ×１ ２ ｌ ８
０ 引言
梁柱节点连接是 门式 刚架结 构 和多层 钢框 架结 构研 究设 计 组号 编号 中重要 内容之一 ， 节点连接 的可靠性 和有效性对 结构 整体性 能影 第 Ｂ ０Ｉ ｜ Ｔ ｌ Ｂ ＯＩ Ｉ ２ 响重大… 。在梁端焊上端板 ， 用高强螺栓将 端板再 连接于柱 翼缘
一
组 第
二
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２ ２ １ ８
Ｈ ３ ０ ０ ×ｌ ６ ｏ ×８× １ ２ Ｈ３ ｏ ｏ×２ ５ ０ ×８×１ ２ １ ８
１ ２ １ ２
１ ６
Ｅ ＥＰ ｌ
Ｅ ＥＰ ２
类， 在 门式刚架结构 和 多层轻 型钢框 架结 构 中 ， 该 连接 形式 在
第３ ９卷 第 １ ５期 ２ ０ １ ３ 年 ５ 月
Ｓ ＨＡＮ ＸＩ ＡＲＣＨＩ Ｔ Ｅ Ｃ Ｔ ＵＲＥ
发动机气缸体螺纹联接强度有限元分析
第12卷第4期2005年8月工程设计学报Journa l of Eng i neer i ng D esignV o l .12N o.4A ug .2005收稿日期:2005203214.作者简介:高 斌(1977-),男,湖南常德人,博士生,从事有限元分析、CAD &CG 及优化设计等研究,E 2m ail :gaobin -hunan @ho tm ail.com .发动机气缸体螺纹联接强度有限元分析高 斌1,2,宋小文1,卢 斌1,郝勇刚1,胡树根1,俞小莉1(1.浙江大学机械与能源工程学院,浙江杭州310027;2.湖州师范学院信息工程学院,浙江湖州313000)摘 要:针对发动机设计中螺纹联接强度计算的问题,采用有限元通用程序ABAQU S STANDA RD ,研究气缸体螺纹区域强度准确计算的方案,即通过简化后的装配体模型计算螺栓在工作载荷下的受力,然后将获得的螺栓受力做为载荷边界条件施加在带螺纹的局部模型中,计算螺栓和缸体螺纹区域的应力Λ网格划分时,在局部模型中将缸体简化,并将螺柱分为两部分,之后皆用六面体单元进行网格划分以减小计算量、提高准确性Λ最后通过实例对某气缸体螺纹区域在预紧状态、峰值燃烧压力作用下的应力进行计算与分析,验证该计算方案的可行性Λ该方案为今后发动机的螺纹联接设计和计算提供一条可行的路径,且对相关的工程实际应用具有很强的指导意义Λ关键词:气缸体螺纹;强度;非线性;有限元;ABAQU S中图分类号:T K 422.4 文献标识码:A 文章编号:10062754X (2005)0420227205FEA of screw thread connection strength i n eng i ne cyl i nder blockGAO B in1,2,SON G X iao 2w en 1,LU B in 1,HAO Yong 2gang 1,HU Shu 2gen 1,YU X iao 2li1(1.Co llege of M echanical and Energy Engineering ,Zhejiang U niversity ,H angzhou 310027,Ch ina ;2.Co llege of Infom ati on Engineering ,H uzhou T eachers Co llege ,H uzhou 313000,Ch ina )Abstract :A i m ing at the calcu lating p rob lem of screw th read connecti on strength in engine design ,by adop ting FEA app licati on ABAQU S STANDA RD ,a schem e fo r accu rately com pu ting strength of screw th read area in cylinder b lock is studied ,w h ich m ean s to com pu te bo lt bearing fo rces under w o rk ing load th rough si m p lified assem b ly m odel.T he acqu ired bo lt bearing fo rce ,regarded as load distribu ti on ,w ill be app lied to the local m odel w ith th read to com pu te the th read stress distribu ti on around the bo lt and cylinder b lock .In m esh ing schem e ,the si m p lified cylinder b lock and bo lt ,divided in to tw o p arts in local m odel ,w ere m eshed by hexahedral elem en ts to save com p u tati on co st and i m p rove com p u tati on accu racy .F inally ,stress distribu ti on fo r th read in engine cylinder b lock in p re 2ten si on load case and p eak 2com bu sti on 2p ressu re load case are calcu lated and analyzed to verify th is m ethod .It p rovides a w ay fo r design and calcu lati on ofth read connecti on in engines and gives reference to the p ractical app licati on of related p ro ject .Key words :cylinder b lock th read ;strength ;non linear ;fin ite elem en t ;ABAQU S 安全、环保、节能是21世纪汽车设计的主要发展方向,发动机作为汽车的心脏,对汽车的发展具有重要作用Λ一个综合指标好的发动机,不仅要求具有低的燃油消耗和排放污染以及高的可靠性,同时要求更小的体积和重量Λ目前一些发动机厂家通过对缸盖、气缸体等重要结构件采用铝合金材料制造,以降低发动机的重量Λ铝合金材料具有重量轻、导热性好的优点,但其机械性能与灰铸铁相比略差,因此在设计时,需采用一些特殊的设计方法,以保证其可靠性Λ强力丝对的螺纹联接是发动机中重要联接方式,它的可靠性直接关系到内燃机的工作可靠性,是发动机设计中的一个基本问题Λ对于螺栓联接件的强度、刚度进行计算一般有两种方式Λ一种是通过经验公式计算螺栓的受力[2,3],这种计算方法不能反映螺栓联接件的应力分布状况;另一种是通过有限元的方法[4～7]来计算和分析螺栓联接件的应力分布状况Λ目前在利用有限元方法分析、模拟螺栓联接件的受力时,大多数是采用简化螺栓模型的方法,即采用梁单元模拟实际的螺栓,并采用耦合自由度的办法来体现螺栓的连接作用,这样可以大量节约计算机资源,但在自由度耦合处附近的应力、应变分布计算结果不准确;还有一种是按照实际尺寸做出螺栓的模型,用连续介质单元进行网格划分,这样可以使有限元模型准确,精确得到螺栓零件的应力、应变,但常规的网格模型处理方法导致模型自由度过多,造成计算机资源的巨大浪费Λ而且,就目前已发表的文献来看,还没有文献对气缸体螺纹的强度进行分析,而气缸体螺纹的强度是螺栓联接结构优化设计中最关心的问题之一,气缸体螺纹的强度计算涉及几何非线性和接触非线性,以前由于计算资源和非线性有限元理论的限制,气缸体螺纹强度的研究一直没法进行,现在这两方面都有非常大的进展,因此,本文将以某发动机气缸体螺纹联接为例,利用具有非线性分析能力的商用有限元分析软件——ABAQU S ,研究气缸体螺纹区域应力的计算方法Λ1 几何模型的建立为计算气缸体螺纹在峰值燃烧压力作用下的应力分布,根据某发动机的结构特点(单缸结构对称),将其几何模型简化为1 4缸,其装配几何模型如图1所示,图1左图上部表示缸盖,下部表示缸体Λ图1 装配体几何模型F ig .1 A ssem ble geom etrical model由于装配体模型涉及太多的接触约束且带有复杂的螺纹,导致直接计算该装配体螺纹的接触应力非常困难Λ为此,本文将计算过程分为两步:通过简化后的装配体计算两个螺栓分别在预紧状态和峰值燃烧压力作用下的受力情况;然后将获得的螺栓受力做为载荷边界条件施加在带螺纹的局部模型中,分别计算两个螺栓和缸体的螺纹接触应力情况Λ1.1 装配体几何模型简化在装配体模型中,将通过施加预紧力的方式模拟螺栓的联接作用,所以将缸盖顶部的螺母、垫圈与双头螺柱做成一体,形成一个有头的螺栓;去掉双头螺柱和气缸体各自下端的螺纹,如图2左图所示Λ图2 网格模型(1)F ig .2 E lem ent model (1)1.2 带螺纹的局部几何模型构建由于只是分析气缸体螺纹区域的应力分布,为了便于高质量地划分网格,将模型中气缸体部分可以在保留内螺纹的情况下,简化成一个如图3中图所示的形体;同时将两个双头螺柱上部的螺纹部分去掉,然后将两螺杆与各自的简化缸体进行装配,得到螺纹局部几何模型,如图3右图所示为网格装配模型Λ图3 网格模型(2)F ig .3 E lem ent model (2)2 网格模型的建立划分网格是建立有限元模型的一个重要环节,它要求考虑的问题较多,工作量较大Λ划分网格的形式对计算精度和计算规模将产生直接影响Λ实体单元的网格形式有四面体、五面体、六面体,从计算精度和计算效率来说,六面体的最高,五面体和四面体次之Λ对于简化后装配体模型中的各零件,可以全部用六面体单元进行网格划分,这样可以减少单元数目,提高计算效率和计算精度Λ划分后的网格模型如图2中的左图所示Λ・822・工 程 设 计 学 报第12卷 对于局部模型中的螺栓网格划分,由于带有复杂的螺纹形状,直接划分螺栓只能以四面体单元进行网格划分Λ且由于螺纹尺寸相对于整个螺栓来说比较小,为在螺纹附近得到比较好的计算精度,必然导致螺栓网格数量的大大增加,将近6万多个单元;螺纹的复杂几何形状会导致螺纹附近的四面体单元质量比较差,计算精度大打折扣,计算结果的可靠性也就不能保证Λ为减少计算量同时又比较准确地得到螺栓螺纹附近的应力分布,将整个螺栓分为两部分进行网格划分,即下部的螺纹部分(图3中的左图)、中间的螺杆部分(图2中的右图)Λ螺柱分为两部分后,都可以使用以六面体为主的网格划分,且螺纹部分可用较密的网格划分,螺杆可用较稀疏的网格进行划分,然后通过在边界条件中施加约束(粘结)关系将两个网格模型连在一起,组成整个螺柱的网格模型(图2中的中图)Λ这样的网格划分方案不仅导致了网格数量的大量减少(14000多个单元),而且螺纹部分用六面体进行网格,保证了网格质量,从而提高该区域的计算精度,因此也就保证了最终计算结果的可靠性Λ对于局部几何模型中带螺纹的气缸体,可直接用六面体为主的网格进行划分(图3中的中图),最后将螺柱网格模型和缸体网格模型装配在一起,得到带螺纹的局部装配体网格模型(图3中的右图)Λ3 边界条件的施加3.1 零件的材料性能气缸体、缸盖材料:铝合金,材料密度为2.6×103kg m3,弹性模量为68.7GPa,泊松比为0.3;螺柱材料:42C r M o,密度为7.82×103kg m3,弹性模量为206GPa,泊松比为0.28Λ3.2 装配体模型约束边界条件在缸盖和气缸体的两个端面施加对称边界条件,气缸体下端固定,在两个螺母的下表面分别与缸盖上表面施加接触约束,缸盖下表面与缸体上表面施加接触约束,摩擦系数为0.15Λ3.3 装配体模型载荷边界条件3.3.1 预紧状态载荷条件在现实中螺纹的预紧力是通过预紧力矩来控制的,由于螺栓拧紧后螺杆部分只受拉力作用,为简化计算,将预紧力矩转化为预紧拉力按照ABAQ YS中施加预紧力的方式在两个螺柱的下端施加预紧力,方向竖直向下(粗螺柱预紧力为105kN,细螺柱预紧力为55kN),模拟预紧工况Λ3.3.2 峰值燃烧压力状态载荷条件在ABAQU S中修改两螺柱预紧力的参数设置,以使预紧后的螺柱能在其他外载荷的作用下真实变形;再在缸盖下表面施加15.5M Pa的峰值燃烧压力,模拟预紧载荷和峰值燃烧压力的叠加作用Λ3.4 局部模型约束边界条件将气缸体下部固定,在两螺柱的外螺纹面和气缸体对应的内螺纹面之间施加接触约束,摩擦系数为0.15;本文中的螺柱是分为两个部分进行网格划分的,因此在每根螺柱的螺杆(图2右图)和螺纹(图3左图)部分的接触面之间施加tie(粘结)约束Λ3.5 局部模型载荷边界条件3.5.1 预紧状态载荷条件在两个螺柱的上端分别施加拉力(粗螺柱预紧力为105kN,细螺柱预紧力为55kN),方向竖直向上,模拟预紧工况Λ3.5.2 峰值燃烧压力载荷条件由于在装配体模型中已经计算得到两个螺柱在两种状态下的应力分布(图4),两个螺柱的预紧应力分别为:粗螺柱480M Pa,细螺柱620M Pa;在预紧载荷和峰值燃烧压力共同作用下两螺柱的应力分别为:粗螺柱503M Pa,细螺柱643M PaΛ结合应力状况和两个螺杆的横截面面积可以很方便地得到两个螺柱在预紧载荷和峰值燃烧压力共同作用下的受力情况:粗螺柱为114170.94N,细螺柱为61106.35NΛ因此,在局部模型的峰值燃烧压力工况下,分别给粗螺柱上端施加114170.94N给细螺柱上端施加61106.35N的总载荷,方向竖直向上,模拟预紧载荷和峰值燃烧压力共同作用的效果Λ4 计算结果及分析图4和图5(各自右图为放大图)为装配体模型中两个螺柱在预紧状态和峰值燃烧压力作用下的应力分布情况,通过计算这两种状态下的应力分布,可以比较准确地得到两个螺栓在两种状态下的受力情况,为后续的局部模型施加正确的载荷条件提供了基础依据Λ图6～9(各自右图为放大图)分别为大螺柱和缸体局部模型中气缸体和螺柱螺纹部分在预紧载荷状态和峰值燃烧压力作用状态下的应力分布情况Λ从应力分布图可以看出,由于螺纹受力不均匀,致使有些局部应力偏高,导致气缸体螺纹变形量较大,加・922・ 第4期高 斌,等:发动机气缸体螺纹联接强度有限元分析图4 装配体中螺柱在预紧状态下应力分布F ig .4 Stress distributi on of bo lts in the assem ble modelunder p re 2tensi on loadcase图5 装配体中螺柱在峰值燃烧压力状态下应力分布F ig .5 Stress distributi on of bo lts in the assem ble modelunder peak 2com busti on 2p ressure loadcase图6 局部模型中缸体螺纹在预紧状态下的应力分布图F ig .6 Stress distributi on of cylinder block th read in thelocal model under p re 2tensi on load case剧了气缸体螺纹的磨损,降低了内燃机的可靠性,可以考虑采用其他的螺纹连接方式来改变螺纹部分的受力状况,比如文献[7]中提到的添加粘结剂的间隙配合螺纹连接方式,可以使螺纹受力比较均匀,降低缸体部件的最大应力值,提高内燃机的可靠性Λ5 结 论采用本文方法对气缸体和螺栓之间的螺纹区域图7 局部模型中缸体螺纹在峰值燃烧压力状态下的应力分布图F ig .7 Stress distributi on of cylinder block th read in thelocal model under peak 2com busti on 2p ressure loadcase图8 局部模型中大螺柱螺纹在预紧状态下的应力分布图F ig .8 Stress distributi on of the large bo lt th read in thelocal model under p re 2tensi on loadcase图9 局部模型中大螺柱螺纹在峰值燃烧压力状态下的应力分布图F ig .9 Stress distributi on of the large bo lt th read in thelocal model under peak 2com busti on 2p ressure load case的强度进行分析计算,可以比较准确、真实地获得被连接气缸体螺纹部分的应力、应变分布,不但合理地简化了模型,节约了计算机资源,而且可方便地模拟装配体螺栓在预紧状态和峰值燃烧压力作用下的应力分布,并可进行复合工况的计算,效果很好,具有很强的实际应用价值Λ在今后的相关研究中,还可以继续在本文研究方法的基础上考虑热负荷计算以及疲劳寿命计算,以便更真实地了解气缸体螺纹的受・032・工 程 设 计 学 报第12卷力状况以及疲劳寿命状况Λ参考文献:[1]濮良贵,纪名刚.机械设计(第六版)[M].北京:高等教育出版社,1996.PU L 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(完整)螺栓连接的有限元分析
1 概述螺栓是机载设备设计中常用的联接件之一.其具有结构简单,拆装方便,调整容易等优点,被广泛应用于航空、航天、汽车以及各种工程结构之中。
在航空机载环境下，由于振动冲击的影响,设备往往产生较大的过载，对作为紧固件的螺栓带来强度高要求。
螺栓是否满足强度要求，关系到机载设备的稳定性和安全性.传统力学的解析方法对螺栓进行强度校核，主要是运用力的分解和平移原理，解力学平衡方程，借助理论和经验公式，理想化和公式化.没有考虑到连接部件整体性、力的传递途径、部件的局部细节(如应力集中、应力分布)等等。
通过有限元法，整体建模，局部细化，可以弥补传统力学解析的缺陷.用有限元分析软件MSC。
Patran/MSC。
Nastran提供的特殊单元来模拟螺栓连接，过程更方便，计算更精确,结果更可靠。
因此，有限元在螺栓强度校核中的应用越来越广泛.2 有限元模型的建立对于螺栓的模拟，有多种模拟方法，如多点约束单元法和梁元法等。
多点约束单元法(MPC)即采用特殊单元RBE2来模拟螺栓连接.在螺栓连接处，设置其中一节点为从节点(Dependent），另外一个节点为主节点(Independent)。
主从节点之间位移约束关系使得从节点跟随主节点位移变化。
比例因子选为1，使从节点和主节点位移变化协调一致，从而模拟实际工作状态下，螺栓对法兰的连接紧固作用.梁元法模拟即采用两节点梁单元Beam,其能承受拉伸、剪切、扭转。
通过参数设置，使梁元与螺栓几何属性一致.本文分别用算例来说明这两种方法的可行性。
2.1 几何模型如图1所示组合装配体，底部约束。
两圆筒连接法兰通过8颗螺栓固定.端面受联合载荷作用。
图1 三维几何模型2。
2 单元及网格抽取圆筒壁中性面建模，采用四节点壳元(shell），设置壳元厚度等于实际壁厚。
法兰处的过渡圆弧处网格节点设置密一些，其它可以相对稀疏。
在法兰上下两节点之间建立多点约束单元（RBE2，算例1，图3）或梁元(Beam, 算例2,图4)来模拟该位置处的螺栓连接。
螺栓连接地有限元分析报告
1 概述螺栓是机载设备设计中常用的联接件之一。
其具有结构简单,拆装方便,调整容易等优点,被广泛应用于航空、航天、汽车以及各种工程结构之中。
在航空机载环境下，由于振动冲击的影响，设备往往产生较大的过载，对作为紧固件的螺栓带来强度高要求。
螺栓是否满足强度要求，关系到机载设备的稳定性和安全性。
传统力学的解析方法对螺栓进行强度校核，主要是运用力的分解和平移原理，解力学平衡方程，借助理论和经验公式，理想化和公式化。
没有考虑到连接部件整体性、力的传递途径、部件的局部细节(如应力集中、应力分布)等等。
通过有限元法，整体建模，局部细化，可以弥补传统力学解析的缺陷。
用有限元分析软件MSC.Patran/MSC.Nastran提供的特殊单元来模拟螺栓连接，过程更方便，计算更精确，结果更可靠。
因此，有限元在螺栓强度校核中的应用越来越广泛。
2 有限元模型的建立对于螺栓的模拟，有多种模拟方法，如多点约束单元法和梁元法等。
多点约束单元法(MPC)即采用特殊单元RBE2来模拟螺栓连接。
在螺栓连接处，设置其中一节点为从节点(Dependent)，另外一个节点为主节点(Independent)。
主从节点之间位移约束关系使得从节点跟随主节点位移变化。
比例因子选为1,使从节点和主节点位移变化协调一致，从而模拟实际工作状态下，螺栓对法兰的连接紧固作用。
梁元法模拟即采用两节点梁单元Beam，其能承受拉伸、剪切、扭转。
通过参数设置，使梁元与螺栓几何属性一致。
本文分别用算例来说明这两种方法的可行性。
2.1 几何模型如图1所示组合装配体，底部约束。
两圆筒连接法兰通过8颗螺栓固定。
端面受联合载荷作用。
图1 三维几何模型2.2 单元及网格抽取圆筒壁中性面建模，采用四节点壳元(shell)，设置壳元厚度等于实际壁厚。
法兰处的过渡圆弧处网格节点设置密一些，其它可以相对稀疏。
在法兰上下两节点之间建立多点约束单元(RBE2，算例1,图3)或梁元(Beam, 算例2,图4)来模拟该位置处的螺栓连接。
高强螺栓群不同厚度连接板的有限元分析
—一
图２ 有 限兀 模 型
板 的高强 螺栓 群 为研 究对 象 ，选 取 的Ｍ３ 高 强 螺栓 ０
排 列 为 ７ × 个 ，设 计 轴 力 为 ３ ５ Ｎ；连 接 板 为 个 ８ ５ｋ
２ 计 算 结果分 析
表２ 不 同板厚 在 ２ ０ ａ 载下 芯 板及 拼接 板 为 ０ ＭＰ 荷 的相对 位 移 的 比较 。由 表２ 可知 ，两 种板 厚 方式 计 算 的芯 板 和 连 接 盖 板 相 对 位 移 几 乎 一 致 。都 小 于
栓拼接 性 能进行 了研究 。总结 出了连 接板 厚度对 于 地震 中框架 结构 受 力 的影 响 ；王 斌华 ［ 利 用 大型 ６ １ 等 通用有 限元 软件ＡＮ Ｙ 。利 用约 束方 程法 对螺 栓群 ＳＳ 进 行 了 简化 计 算 ，提 出 了更 加 合 理 的螺 栓 布 置 方
调查 中四．不 难发 现 ，对 于大跨 度 钢 杵 桥 ，节 点破 坏是 其 主要 的破坏 形式之 一ｌ ３ ｌ 。 对 于高强 螺栓 的设计 计算 ，中国 的各 类 规范 都
西 西 比河上 的Ｉ ５ 一２ Ｗ钢 桁 桥 的倒 塌 等众 多 事 故 的
通 过 对 Ｉ ３ 桥 倒 塌 事 故 中 的有 限元 分 析 ，指 出连 一 ５ 接 板厚 度偏 小 、应 力储 备不 足是 引起事 故 的关键 因
素 ；李启 才 ［ ５ １ 连 接板 厚度 对 框 架 中钢 梁 高强 螺 等对
厚 度 的连 接 板 在拉 力荷 载 作 用 下 的板 件 相 对 位 移 、板 件 应 力等 进 行 了模 拟 ， 并 对 比分 析 了不 同厚 度 连 接 板 的 应 力 状 态。 结 果
螺栓连接纵向安装边机匣的有限元分析与优化
模 型和 三 维 轴 对 称 简 化 模 型 进 行 有 限 元 计 算 。 由
于机 匣 最终 可 以简 化 为一 个 薄 壁 结 构 ， 在 薄 壳 理 论
中， 关 于 螺 栓 连 接 薄 壁 结 构 的 研 究 已 经 比 较 成熟 。 基 于有 限元 方 法 ， 对 螺 栓 连 接 带纵 向安 装 边 机 匣进行 有 限元分 析 ， 求 得 结 构 最 大 等效 应 力 和模 态 参数 ， 并 根 据灵 敏度 分 析 的结 果 对 螺栓 连 接 带 纵 向 安 装边 机 匣进行 结构 优化 。
的机匣 设计 方 法 。
１ 带纵 向安装边机匣有限元模 型的建立
１ ． １ 有 限元模 型建 立 对 螺 栓 连 接 带 纵 向安 装 边 机 匣 结 构 进 行 强 度 和振 动 特 性 分 析 。该 机 匣模 型 是 一 个 呈 圆 柱 形 的
同前 ， 国内外对 螺 栓 连 接 结 构应 力 分 布 和振 动 特性 的 研 究 主 要 侧 重 于实 验 测 试 和 有 限 元 分 析 。
的 １～１ ． ３倍 。
分 半 对开 的 两 半 机 匣 截 面 处 则 带 有 纵 向 安 装
边， 两 半 的机 匣本 身借 助纵 向安 装 边 螺 栓 连接 结 构
２ ９期
艾延廷 ， 等： 螺栓 连接纵 向安装边机匣 的有 限元分析 与优化
罢
碍
固
图１ １ 三 阶固有频 率的灵敏度 曲线
断． ．Ｅ － ｍ ａ ｉ ｌ ： ｙ ｔ ａ ｉ ＠１ ６ ３ ． ｃ ｏ ｉ ｎ
的安 装边 及 较 多 的连 接 螺 栓 。通 常 安 装 边 厚 度 要 大 于机 匣壁 厚 ， 常用螺栓直径 ６ 、 ８、 １ ０ ｍｍ， 其 螺 栓
高强度螺栓螺纹根部应力集中的有限元分析
因此， 不建议用增大螺栓螺距的方法来缓解螺纹 根部的应力集中。
%# 结论
（&） 在螺栓与螺母的联接组合中， 离支承面 越近， 螺栓螺纹根部的应力越大， 其最大应力出现 在螺栓与螺母啮合第一扣的螺栓螺纹根部， 因此 此处最容易发生断裂， 这与螺栓的实际断裂位置 是一致的， 说明本文建立的有限元接触分析模型 是正确的， 分析结果是可靠的。 （’ ） 对于标准 ($) 粗牙螺栓， 增大螺纹根部 圆角半径可以显著降低螺栓螺纹根部的应力， 从 而缓 解 应 力 集 中， 当 半 径 从 *" )+,, 增 大 到 &" *$,,时， 应力值降低超过 &!- ， 但是当半径增 大到一定程度后， 继续增大半径对螺纹根部应力 的影响较小。 （! ） 减小 ($) 螺栓的螺纹深度， 使得螺纹根 部圆角半径进一步增大， 可以进一步降低螺栓螺 纹根部的应力。而且在半径相同的情况下， 螺纹 深度越小， 螺纹根部的应力也越小。 （% ） 依靠增大螺距来降低 ($) 螺栓螺纹根部 的应力， 效果不明显。 参考文献：
) ) 普通三角形螺纹根部应力集中系数大， 使得 现在使用的高强度螺栓存在严重的安全隐患， 而 且也严重影响了螺栓向更高强度发展。某 /%0 高强度螺栓从螺栓与螺母啮合的第一扣处螺纹根 部发生断裂， 严重影响了结构的安全可靠性。因 此， 有必要研究 /%0 高强度螺栓螺纹根部的应力 集中情况， 寻求减少螺纹根部应力集中、 改善螺纹 处应力分布的途径， 从而确保 /%0 高强度螺栓的 安全使用。 减少螺栓螺纹根部应力集中、 改善应力分布一 般可以通过以下方法实现： 一是增大螺纹根部的圆 角半径； 二是增大螺栓螺纹根部直径 （ 即减小螺纹 深度） ； 三是改变螺栓与螺母联接的结构
Abaqus螺栓有限元分析(汇编)
将截面属性赋予模型。选择Assign->Section，选择Bolt模型，然后将刚刚建立的截面属性赋予它。如图13所示。同样，给螺母nut赋予截面属性。
1.
1.1.
1.2.
如果将Pro/E中的3D造型直接导入Abaqus中进行计算，则会出现裂纹缝隙无法修补，给后期的有限元分析过程造成不必要的麻烦，因此，在Abaqs中进行计算之前，对原来的零件模型进行一些简化和修整。
A.法兰部分不是分析研究的重点，因此将其简化掉；
B.经计算，M24×3的螺纹的升角很小，在度，因此可以假设螺旋升角为0；
图112
图113
图114
第六步，定义接触面。接触面是Abaqus分析中非常重要的一环。进入Abaqus中的Interaction模块，先在Tools->Surface菜单中设置我们要定义的两个相互接触的面。如图115所示，螺栓上的接触面主要是螺纹的下表面，按着Shift键依次将其选中。如图116所示，螺母上的接触面主要是螺纹的上表面，同样按着Shift键依次将其选中。设置接触面的属性。选择Interaction->Manager->Creat中创建接触面，类型选择面和面接触，选择Mechanical->TangentialBehavior，输入摩擦系数为0.14，选择Mechanical->NormalBehavior，接受默认设置，最终设置如图117所示。选择Interaction->Creat，创建螺栓和螺母之间的接触，接触，类型选择刚刚定义的接触类型，设置结果如图118所示。
5_UG有限元螺栓连接分析实例_沈春根
蛛网连接； CBAR 或 CBEAM 单元
1D单元； RBE2 或 RBE3ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ单元
0.2 基础- 定义螺栓特征和尺寸
A 螺栓头的直径，使用孔的边或孔的中心点来定义螺栓头的位置； B 螺栓的总长度，包括螺栓头。如果在螺纹孔中创建螺栓，则必须指定螺栓长度。 C 螺栓螺母的直径，使用孔的边或孔的中心点来定义螺栓头的位置。 D 螺栓轴直径，可通过1D 单元关联的梁横截面来控制直径。 E 螺栓的有效螺纹长度。对于螺纹孔中的螺栓，必须指定有效螺纹长度。
0.3 基础- 螺栓螺母连接FEM模型
头部孔端面 单元节点
1D单元
螺母孔端面 单元节点
0.4 基础- 螺纹连接FEM模型
头部孔端面 单元节点
1D单元
和螺纹连接 对应单元节 点
1.1螺栓螺母连接实例-指定螺栓头部及其尺寸
1.2螺栓螺母连接实例-指定螺母及其尺寸
1.3螺栓螺母连接实例-其他参数默认并确定
定义1D 属性
1.4螺栓螺母连接实例- 定义1D属性
截面尺 寸 材料，也 可自定义 材料
1.5螺栓螺母连接实例- 查看导航器窗口数据 结构及其对应关系
1.6螺栓螺母连接实例- 解算结果（垂直方向变形）
底板之间不施加 面面接触约束
底板之间施加面 面接触约束
1.7螺栓螺母连接实例-螺栓轴和接触面结果
UG有限元教学和培训 – 系列专题5
UG NX 有限元
螺栓连接分析实例
江苏大学 沈春根 2011年2月 第1版 2017年3月 第2版 UG NX8.5版本以上
目录
螺栓连接有限元基础
螺栓螺母连接实例；
螺栓螺钉连接实例； 带预紧力螺栓螺钉连接实例；
螺栓连接 ansys有限元分析
螺栓联接的有限元分析问题描述如图所示，两个长方形平板通过两个螺栓连接在一起，具体几何尺寸如下：L1=0.05m,L2=0.03,L3=0.03,L4=0.09,W=0.07,板子的厚度H=0.008m，螺母半径R1=0.008m，螺母厚度H1=0.004，两个螺栓的中心距L=0.03m，螺杆半径R2=0.05，模型采用SOLID186单元模拟板子，采用接触向导定义接触对，材料参数：板材的弹性模量为2.1E11pa,泊松比0.3，应力应变关系为双线性等向强化，其中屈服强度为400Mpa,切线模量为2E10pa,螺栓的弹性模量为 2.1E11pa,泊松比为0.32，应力-应变关系为双线性等向强化，其中屈服强度600Mpa,切线模量为2E10pa。
载荷及边界条件：螺栓连接模型承受螺栓预拉伸应力和外拉伸两种载荷，因此计算中采用两个载荷步进行加载，第一个载荷设置螺栓的预拉伸力为1000N，第二个载荷步设置板子的右端承受60Mpa的拉力固定约束在板子左端一、建立有限元模型（1）定义单元类型本实例分析的问题中涉及到大变形，故选用Solid186单元类型来建立本实例的模型。
本接触问题属于面面接触，目标面和接触面都是柔性的，将使用接触单元TARGE170和CONTA174来模拟接触面。
接触单元在分析过程中使用接触向导时可以自动添加，这里就不再添加。
下面为定义单元类型的具体操作过程。
1．选取菜单路径Main Menu | Preprocessor | Element Type | Add/Edit/Delete，将弹出Element Types (单元类型)对话框。
单击对话框中的Add按钮，将弹出Library of Element Types (单元类型库)对话框。
2．在单元类型库对话框中，靠近左边的列表中，单击“Structural Solid”一次，使其高亮度显示，指定添加的单元类型为结构实体单元。
然后，在靠近右边的列表中，单击“Brick 8node 186”一次，选定单元类型Solid186 为第一类单元。
Abaqus螺栓有限元分析报告
1.分析过程1.1.理论分析1.2.简化过程如果将Pro/E中的3D造型直接导入Abaqus中进行计算，则会出现裂纹缝隙无法修补，给后期的有限元分析过程造成不必要的麻烦，因此，在Abaqs中进行计算之前，对原来的零件模型进行一些简化和修整。
A.法兰部分不是分析研究的重点，因此将其简化掉；B.经计算，M24×3的螺纹的升角很小，在度，因此可以假设螺旋升角为0；C.忽略螺栓和螺母的圆角等细节；1.3.Abaqus中建模查阅机械设计手册，得到牙型如下图所示，在Abaqus中按照下图所示创建出3D模型，如图 1-1所示。
同样的方式，我们建立螺母的3D模型nut，如图 1-2所示。
图 1-1图 1-2建立材料属性并将其赋予模型。
在Abaqus的Property模块中，选择Material->Manager->Create，创建一个名为Bolt&Nut的新材料，首先设置其弹性系数。
在Mechanical->Elastic中设置其杨氏模量为193000Mpa，设置其泊松比为0.3，如图 1-4所示。
建立截面。
点击Section->Manager->Creat，建立Solid，Homogeneous的各向同性的截面，选择材料为Bolt&Nut，如图 1-5所示。
将截面属性赋予模型。
选择Assign->Section，选择Bolt模型，然后将刚刚建立的截面属性赋予它。
如图 1-3所示。
同样，给螺母nut赋予截面属性。
图 1-3图 1-4图 1-5然后，我们对建立的3D模型进行装配，在Abaqus中的Assembly模块中，我们同时调入两个模型，然后使用Constraint->Coaxial命令和Translate和Instance命令对模型进行移动，最终的装配结果如图 1-6所示。
图 1-6第四步，对模型进行网格划分。
进入Abaqus中的Mesh模块，然后选择Bolt 零件，使用按边布种的方式对其进行布种，布种结果如图 1-7所示。
Abaqus螺栓有限元分析
1.分析过程1.1.理论分析1.2.简化过程如果将Pro/E中的3D造型直接导入Abaqus中进行计算，则会出现裂纹缝隙无法修补，给后期的有限元分析过程造成不必要的麻烦，因此，在Abaqs中进行计算之前，对原来的零件模型进行一些简化和修整。
A.法兰部分不是分析研究的重点，因此将其简化掉；B.经计算，M24×3的螺纹的升角很小，在度，因此可以假设螺旋升角为0；C.忽略螺栓和螺母的圆角等细节；1.3.Abaqus中建模查阅机械设计手册，得到牙型如下图所示，在Abaqus中按照下图所示创建出3D模型，如错误!未找到引用源。
所示。
同样的方式，我们建立螺母的3D模型nut，如错误!未找到引用源。
所示。
图 1-1图 1-2建立材料属性并将其赋予模型。
在Abaqus的Property模块中，选择Material->Manager->Create，创建一个名为Bolt&Nut的新材料，首先设置其弹性系数。
在Mechanical->Elastic中设置其杨氏模量为193000Mpa，设置其泊松比为，如错误!未找到引用源。
所示。
建立截面。
点击Section->Manager->Creat，建立Solid，Homogeneous的各向同性的截面，选择材料为Bolt&Nut，如错误!未找到引用源。
所示。
将截面属性赋予模型。
选择Assign->Section，选择Bolt模型，然后将刚刚建立的截面属性赋予它。
如错误!未找到引用源。
所示。
同样，给螺母nut赋予截面属性。
图 1-3图 1-4图 1-5然后，我们对建立的3D模型进行装配，在Abaqus中的Assembly模块中，我们同时调入两个模型，然后使用Constraint->Coaxial命令和Translate和Instance命令对模型进行移动，最终的装配结果如错误!未找到引用源。
所示。
图 1-6第四步，对模型进行网格划分。
螺栓连接中预紧力的有限元分析
螺栓连接中预紧力的有限元分析摘要：利用有限元分析软件ANSYS建立了螺栓连接的有限元模型，采用了预紧力单元法和温度收缩法模拟预紧力两种方法，分析了不同载荷条件下螺栓结构的轴向变形图和轴向应力图，并将有限元分析结果与理论分析进行对比，以验证建立的有限元模型的有效性，为分析复杂结构中螺栓连接结构的简化提供了理论依据。
关键词：螺栓连接结构；预紧力单元法；有限元分析；温度收缩法0引言为了便于机器的制造、安装、运输、维修以及提高劳动生产率等，各种连接得以广泛地使用<sup>[1]</sup>。
其中，螺栓连接是最为常见的一种连接方式，其在装配时都需要施加一定的预紧力，目的是增强连接的刚度、紧密性和放松能力，防止受载后被连接件之间出现缝隙或滑移。
合适的预紧力对结构的疲劳强度是有利的，但是过大的预紧力会使连接结构失效。
因此，螺栓连接中控制预紧力十分重要。
螺栓连接结构中有限元分析中，螺栓连接预紧力的模拟对结构的应力和形变有一定的影响，特别是一些对螺纹连接紧密性要求较高的结构，如汽缸盖、轴承盖、齿轮箱等。
本文研究了螺栓结构中的预紧力，应用ANSYS软件螺栓结构建立了全尺寸三维有限元接触模型，并利用预紧力单元法和温度收缩法模拟预紧力两种方法，为复杂结构中的螺栓结构简化提供了理论依据。
1有限元法简介有限元分析的基本思想是用较简单的问题代替较复杂的问题。
它将求解域看成是由许多称为有限元的小的互连子域组成，对每一单元假定一个合适的近似解，然后推导求解这个域总的满足条件，从而得到问题的解。
<sup>[2]</sup>主要分为前处理、求解和后处理3个阶段。
前处理模块主要用于建立有限元模型和网格划分，后处理模块用于采集处理分析结果，并将计算结果以图形、图表、曲线形式显示或输出。
有限元求解可分为6个步骤<sup>[2]</sup>：①问题及解域定义：根据实际问题确定求解域；②求解域离散化：将求解域近似为离散域，即为有限元网格划分；③确定状态变量及控制方法：将包含边界条件的微分方程化为等价的泛函形式；④单元推导：选择合理的单元坐标系，建立单元试函数，形成单元矩阵；⑤总装求解：将单元总装成离散域的总矩阵方程；⑥联立方程组和结果求解：采用直接法、迭代法和随机法求解联立方程组。
带预紧力的螺栓连接有限元分析
（a）预紧力 0N 时法兰 1、法兰 2 变形图 （b）预紧力 2000N 时法兰 1、法兰 2 变形图
42
现代制造技术与装备
2019 第 10 期 总第 275 期
HUANG Haihe, WANG Anning （Jinan Heavy Industry Group Co., Ltd., Jinan 250109） Abstract: When the machine is assembled by bolting, the bolts need to be tightened in most cases, so that the connection is pre-stressed before being subjected to the working load. The
3 结语
通过本文分析可知，随着螺栓预紧力增加，法兰变形
量增大，但螺栓预紧力过大、法兰直径过小时，螺栓预紧
力会加大法兰的变形量；随着螺栓预紧力增加，螺栓变形
量减小，但螺栓预紧力过大时，螺栓变形量会加大，甚至
发生塑性变形。
参考文献
[1] 濮良贵，陈国定，吴立言，等 . 机械设计 [M].8 版 . 北京：高等 教育出版社，2006.
关键词：螺栓 预紧力 载荷
1 紧螺栓连接力学分析
螺栓在安装时需要拧紧，即预紧。预紧使得螺栓被拉伸、
被连接件被压缩，螺栓承受拉力和被连接件承受的压力 F0 即为预紧力，又被称为预紧载荷，如图 1 所示。当连接承 受工作载荷 Fe 后，螺栓被进一步拉伸、被连接件被放松， 螺栓承受的拉力有 F0 增加到 F，而被连接件的压力减小为 残余预紧力 Fr。根据机械设计理论，力 F 和 Fr 的大小如式（1）、 式（2）所示。
螺栓连接的有限元建模及仿真分析
螺栓连接的有限元建模及仿真分析辛鹏;万义强;徐琢【摘要】针对螺栓连接结构的仿真分析,建立了单体螺栓连接有限元模型和螺栓法兰有限元模型.理论计算和仿真分析均表明,在施加拧紧力矩后,装配应力主要产生在实体螺栓的螺头、垫圈和被连接件之间;与此同时,最大应力值也出现在螺母与螺杆连接处.模态分析表明,螺栓预紧力的大小对结构的影响很小.对于螺栓法兰连接结构,由装配引起的应力变化和分布也局限在各螺栓附近,其余部位影响甚小.为了提高仿真计算的效率和准确度,建议采用实体螺栓连接模型.【期刊名称】《车辆与动力技术》【年(卷),期】2015(000)002【总页数】5页(P58-62)【关键词】螺栓;法兰连接;预紧力;模态;装配应力【作者】辛鹏;万义强;徐琢【作者单位】北京理工大学机械与车辆学院,北京,100081;北京理工大学机械与车辆学院,北京,100081;北京理工大学机械与车辆学院,北京,100081【正文语种】中文【中图分类】U463螺栓连接作为一种可拆卸式的连接方式，广泛存在于各种机械设备中联结间厚度不大的场合.一般而言，对于各种机械式连接件，在工作过程中，应力集中和疲劳多数发生在连接部位，即螺栓附近，这对螺栓的寿命和连接精度有着重大的影响.因此，分析螺栓连接的应力产生有着重要的意义.由于螺栓连接中，连接件和被连接件相互之间的作用力比较复杂，因此，在有限元分析中，需要有针对性的简化.在螺栓连接中，螺栓预紧力和相互间接触是比较重要的两个特点，它们对结构的静态特性和动态特性的影响非常大.对于螺栓连接结构中的接触应力和连接刚度，许多科研工作者通过理论计算和有限元仿真，并加以试验验证，对螺栓连接进行了大量的研究分析［1］，得到了很多有价值的、可以借鉴的结论.在螺栓连接中，螺纹的接触和应力分析是有限元仿真中的难点.孙宇娟［2-3］等通过对螺纹的建模和分析，得到螺纹轴向载荷和应力分布规律，表明螺纹的形状和螺栓效应对螺栓结构的轴向载荷和应力分布的影响不大.这对我们简化螺栓模型提供了理论上的帮助.通过对螺栓连接应力分布的理论计算，基于有限元分析软件ANSYS，对螺栓连接进行精细化建模，并施以局部接触及螺栓预紧力，通过理论计算结果验证模型的准确性和实用性.1 螺栓连接模型强度计算校核螺栓连接的失效形式主要是螺栓杆部的损坏:在轴向变载荷的作用下，螺栓的时效多为螺栓的疲劳断裂，损坏的地方都是截面有剧烈变化因而有应力集中处.就破坏性质而言，约有90%的螺栓属于螺杆疲劳破坏.据统计资料表明，受变载荷的螺栓，如图1，在从螺母支撑面算起第一圈或第二圈螺纹破坏处损坏的约占65%，在光杆与螺纹部分交界处损坏的约占20%，在螺栓头与杆交界处损坏的约占15%.图1 变载荷受拉螺栓损坏统计例子中，建模螺栓为M10普通钢制螺栓，螺栓危险截面的拉伸应力螺栓危险截面的扭转切应力为式中:tanρv≈0.17，d2/d1≈1.05，tanλ =0.05，得对于钢制螺栓，可根据第四强度理论确定许用计算应力从公式来看，对于M10钢制紧螺栓连接，在拧紧时虽然受拉伸和扭转的联合作用，但计算时可按纯拉伸计算紧螺栓的强度，仅将所受的预紧力增大30%即可.对仅承受预紧力的紧连接螺栓，螺栓危险截面的应力值需小于许用应力式中:F为预紧力，N;d1为螺纹小径，mm;［σ］为螺栓材料的许用应力，MPa.2 螺栓连接有限元模型2.1 螺栓连接模型图2是局部简化版的螺栓连接结构，上下薄板通过M10的螺栓连接.显示螺栓连接处的网格划分及局部细节.对该实体连接模型，考虑到了真实的螺栓预紧力和接触［4］.实体螺栓连接模型是螺纹简化版的有限元模型，采用六面体单元建立螺栓、螺母、垫圈和薄板的详细模型.忽略螺栓和螺母的螺纹，在Hypermesh软件中螺母与上垫圈、螺头与下垫圈、上垫圈与上薄板、下垫圈与下薄板之间的接触采用面-面接触模型模拟［5-7］.预紧力的施加，取螺杆中部横截面插入PRETS179预紧力单元.为了便于观察螺栓螺杆内部因预紧力产生的应力分布，将有限元模型沿螺栓轴面切开，保留一半实体网格并对截面进行约束，以分析截面应力和螺杆应力分布情况，如图3所示.图2 实体螺栓连接整体模型图3 实体螺栓截面模型2.2 螺栓法兰连接模型考虑到单个螺栓连接虽然对研究螺栓内部应力分布情况具有较高的精确度和可信度，但是对由于螺栓连接施加拧紧力矩导致被连接件发生的局部变形，和由此产生的装配应力的分布情况并没有直接体现出来.在生产实际中，装配是一个至关重要的环节.而螺栓连接的广泛应用导致这一问题尤为突出.因此，搞清楚不同的装配过程所产生的装配应力的分布是很有必要的.图4所示为实际生产生活中广泛应用到的螺栓法兰连接结构:图4 螺栓法兰连接整体模型在该法兰连接结构中，上法兰和下法兰由6组圆周均布的M8螺栓连接.该实体模型与简化版的螺栓连接模型类似，是采用六面体solid185单元建立的螺栓、螺母、垫圈和法兰的详细模型.螺头与垫圈、垫圈与法兰、上法兰与下法兰的接触也采用面－面接触模型模拟.2.3 改造过的MPC法兰连接螺栓模型通过研究发现，由于螺栓预紧力的夹紧作用，在螺栓连接附近区域存在较大的应力分布，使得各零件紧密的连接在一起.针对这种情况，可以对实体螺栓法兰连接模型进行改造.删除预紧力单元，采用MPC法连接螺栓、螺母、垫圈以及法兰，如图5所示.并在垫圈下施加均布载荷.图5 MPC法兰螺栓连接模型材料参数的选取根据对热处理后的螺栓的最低要求，对于4.6级普通强度螺栓:屈服强度σy=392 MPa，屈强比值为0.6，ξu=10%;对于6.8级普通强度螺栓:屈服强度σy=588 MPa，屈强比值为0.8，ξu=10%。
基于ABAQUS螺栓接头的接触有限元分析
法兰密封是由法兰和垫片组成的一种静密封 结构形式 。螺栓法兰接头广泛应用于石油化工设 备 、动力装置以及其它设备中的管道连接 。工程实 践证明 ,法兰强度的破坏极为罕见 ,而泄漏则是连 接失效的主要形式 。所以法兰的密封性能也成为 研究的重点 。
根据长期的使用经验 ,大多数规范中都制订了 法兰接头的标准计算方法 。但是由于法兰接头几 何形状和载荷的复杂性及垫片行为的非线性 ,规范 无法提供有关垫片的详细行为信息 。如美国锅炉 及压力容器规范 (ASM E 规范) 仅以弹性理论为基
计算结果表明 , 随着载荷工况的变化 , 密封带 的宽度会发生变化 。当管道内施加内压后 ,相当于 对法兰产生了一个沿轴向的拉力 ,减小了螺栓预紧
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图 5 随直径变化的接触压强分布曲线 Fig. 5 Contact pressure prof ile
图 6 接触压强沿直径方向变化规律 Fig. 6 Variation pattern of contact pressure
图 4 随载荷工况变化的接触压强分布图 Fig. 4 Pressure prof ile under condition of variable load
分析分为 4 个载荷步完成 ,各载荷步工况见表 2。
表 2 载荷工况 Table 2 Load condition
载荷步
STEP 1 SEEP 2 SEEP 3 SEEP 4
工况
施加螺栓预紧力 施加管道内压 撤除管道内压 撤除螺栓预紧力
2 结果分析
211 密封性分析 压力容器的密封是由法兰面与垫片的相互挤
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1 概述
螺栓是机载设备设计中常用的联接件之一。
其具有结构简单,拆装方便,调整容易等优点,被广泛应用于航空、航天、汽车以及各种工程结构之中。
在航空机载环境下，由于振动冲击的影响，设备往往产生较大的过载，对作为紧固件的螺栓带来强度高要求。
螺栓是否满足强度要求，关系到机载设备的稳定性和安全性。
传统力学的解析方法对螺栓进行强度校核，主要是运用力的分解和平移原理，解力学平衡方程，借助理论和经验公式，理想化和公式化。
没有考虑到连接部件整体性、力的传递途径、部件的局部细节(如应力集中、应力分布)等等。
通过有限元法，整体建模，局部细化，可以弥补传统力学解析的缺陷。
用有限元分析软件MSC.Patran/MSC.Nastran提供的特殊单元来模拟螺栓连接，过程更方便，计算更精确，结果更可靠。
因此，有限元在螺栓强度校核中的应用越来越广泛。
2 有限元模型的建立
对于螺栓的模拟，有多种模拟方法，如多点约束单元法和梁元法等。
多点约束单元法(MPC)即采用特殊单元RBE2来模拟螺栓连接。
在螺栓连接处，设置其中一节点为从节点(Dependent)，另外一个节点为主节点(Independent)。
主从节点之间位移约束关系使得从节点跟随主节点位移变化。
比例因子选为1,使从节点和主节点位移变化协调一致，从而模拟实际工作状态下，螺栓对法兰的连接紧固作用。
梁元法模拟即采用两节点梁单元Beam，其能承受拉伸、剪切、扭转。
通过参数设置，使梁元与螺栓几何属性一致。
本文分别用算例来说明这两种方法的可行性。
2.1 几何模型
如图1所示组合装配体，底部约束。
两圆筒连接法兰通过8颗螺栓固定。
端面受联合载荷作用。
图1 三维几何模型
2.2 单元及网格
抽取圆筒壁中性面建模，采用四节点壳元(shell)，设置壳元厚度等于实际壁厚。
法兰处的过渡圆弧处网格节点设置密一些，其它可以相对稀疏。
在法兰上下两节点之间建立多点约束单元(RBE2，算例1,图3)或梁元(Beam, 算例2,图4)来模拟该位置处的螺栓连接。
图3 算例1(多点约束单元法)连接网格
图4 算例2(梁元法)连接网格
在圆筒端面中心建立不属于结构模型的参考节点，通过加权平均约束单元RBE3，建立端面节点与参考点的主从约束关系。
外加载荷施加在参考点上，然后被均匀分配到端面节点。
这里，对于多个面的网格划分，应当注意在各几何连接面法矢量的一致性。
这样划分网格时，才能保证shell单元法矢量的一致性。
图2显示了各面的法矢量方向是一致的。
图2 面法向量方向图
对于复杂曲面模型，还应当注意连接面接缝处网格协调;网格划分结束，必须用Equivalence合并相同节点。
图5 整体模型有限元网格
2.3材料属性、边界约束及载荷
计算中所使用的材料参数如下：
圆筒：E=70 GPa，μ=0.3
螺栓：E=184GPa，μ=0.3
底部法兰在8处螺栓处约束，在独立节点处施加联合载荷。
3 有限元结果
3.1 应力云图
从图6、图7看出，两种模拟方法，结构整体应力分布相当。
图6 算例1(多点约束单元法)应力云图
图7 算例2(梁元法)应力云图
3.2 螺栓强度核算
在两算例中，可以在F06结果文件中得到螺栓对应的节点编号和节点载荷。
从结果文件可以看出，模拟螺栓的两对应节点载荷大小相等、方向相反。
所以，只需取其中一个节点分析即可。
下表1、表2以8个上法兰节点为例，各节点载荷分量即为单个螺栓所受的载荷，载荷单位N。
表1 算例1(多点约束单元法)螺栓连接处节点载荷
表2 算例2(梁元法)螺栓连接处节点载荷
由表可以看出，Fy为连接螺栓的轴向载荷，正值表示螺栓受拉，负值表示螺栓受压缩载荷。
而实际工作状况下，连接螺栓是不会受压。
表中负值的出现，是由构成单元的两节点之间位移约束特性所决定，这里应当舍负取正。
表1、2中各对应节点Fy值近似相等，Fx和Fz值有所差异。
为了计算方便，以表1(算例1多点约束单元法)为例，分别选取螺栓最大拉伸载荷和螺栓最大剪切载荷计算其相关强度，计算结果偏保守。
螺栓材料1Cr18Ni9Ti，M6
螺栓拉伸载荷：Fy=4194 N
螺栓剪切载荷：
螺栓拉伸：
螺栓剪切：
根据第4强度理论：
螺栓剩余强度系数：
说明螺栓强度满足要求。
4 分析与结论
由上分析可知，在有限元分析时，多点约束单元法和梁元法均可以对装配体中的螺栓进行模拟。
细节处的节点载荷有差异，但不影响整体结果正确性。
两种方法求得的相应节点载荷可用第四强度理论对螺栓进行校核。
相对来说，多点约束单元模拟事先不需要知道螺栓直径大小，只关心螺栓连接位置，操作上要方便;梁元法则需要设置许多相关几何参数，如直径，向量等，在几何外形上与螺栓更为相象，但操作上要复杂一些。
对于机载设备装配体中螺栓连接，均可以做上述近似处理。
具体采用何种模拟方法，由分析人员根据实际情况而定。