螺栓疲劳强度计算分析
紧螺栓连接强度计算时将螺栓所受的轴向拉力乘以1.3
紧螺栓连接是一种常见的机械连接方式，其具有连接紧固可靠、拆卸方便等优点，被广泛应用于机械设备、建筑结构、车辆船舶等领域。
在紧螺栓连接设计和计算中，确定紧固螺栓的强度是非常重要的一环。
而螺栓的强度计算中，需要考虑螺栓所受的轴向拉力，根据相关规范要求，通常需要将螺栓所受的轴向拉力乘以1.3来计算其连接的强度。
既定的紧螺栓连接，根据相关参数和规范进行强度计算是非常重要的。
对于紧螺栓连接的强度计算，需要综合考虑以下几个方面。
一、螺栓的轴向拉力计算在进行紧螺栓连接的强度计算时，需要首先计算螺栓所受的轴向拉力。
螺栓的轴向拉力可以通过受力分析和力学公式进行计算，考虑到螺栓在工作中受到的外力和工作环境等因素，确定螺栓所受的轴向拉力是非常重要的一步。
二、将轴向拉力乘以1.3在确定了螺栓所受的轴向拉力后，根据相关规范要求，通常需要将螺栓所受的轴向拉力乘以1.3来计算其连接的强度。
这是因为在实际工程中，螺栓的受力情况往往存在一定的不确定性，为了保证连接的安全可靠，需要对螺栓的轴向拉力进行修正和放大。
三、考虑其他受力因素除了轴向拉力外，紧螺栓连接在强度计算中还需要考虑其他受力因素，如螺栓的横向力、扭矩和预紧力等。
这些因素对于螺栓连接的强度和稳定性都有着重要影响，需要在计算中进行综合考虑和分析。
四、参考相关规范和标准在进行紧螺栓连接的强度计算时，需要参考相关的国家标准和行业规范，以确保计算结果的准确性和可靠性。
不同的工程和行业领域对于紧螺栓连接的设计和计算可能会有所不同，因此需要根据具体情况选择合适的标准和规范进行参考。
紧螺栓连接强度计算时将螺栓所受的轴向拉力乘以1.3是一种常见的做法，其目的是为了保证连接的安全可靠。
在进行紧螺栓连接的强度计算时，需要综合考虑螺栓的受力情况、相关规范和标准要求，确保计算结果符合工程实际，并能够满足安全可靠的要求。
五、螺栓连接的材料选择在进行紧螺栓连接的强度计算时，需要考虑螺栓连接所使用的材料。
随机振动载荷下连接螺栓振动疲劳强度分析
第10卷增刊12019年5月航空工程进展A D V A N C E S I N A E R O N A U T I C A LS C I E N C E A N DE N G I N E E R I N GV o l .10S u p pl .1M a y 2019收稿日期:2019-01-16; 修回日期:2019-02-20通信作者:王红珍,w a n g h o n gz h e n 12345@163.c o m 引用格式:王红珍,喻琴,李刚,等.随机振动载荷下连接螺栓振动疲劳强度分析[J ].航空工程进展,2019,10(增刊1):28-33.W a n g H o n g z h e n ,Q i nY u ,L i G a n g ,e t a l .A n a l y s i s o f b o l t v i b r a t i o n f a t i g u e u n d e r r a n d o mv i b r a t i o n l o a d [J ].A d v a n c e s i nA e r o -n a u t i c a l S c i e n c e a n dE n g i n e e r i n g,2019,10(S 1):28-33.(i nC h i n e s e )文章编号:1674-8190(2019)S 1-028-06随机振动载荷下连接螺栓振动疲劳强度分析王红珍,喻琴,李刚,邓兴民(庆安集团有限公司航空设备研究所,西安 710077)摘 要:因连接螺栓在随机振动试验中存在疲劳破坏问题需要解决,采用基于功率谱密度函数的频域法,对连接螺栓随机激励下的振动疲劳寿命进行分析㊂通过有限元分析计算出连接螺栓上的载荷,理论计算得出连接螺栓上的1σ振动应力,基于高斯分布和线性累积损伤定律的三区间法,结合材料17-4P H 的S -N 曲线,对连接螺栓进行随机振动载荷下的振动疲劳强度进行分析㊂结果表明:计算与试验结果一致,为连接螺栓振动疲劳寿命预计提供分析手段和设计参考㊂关键词:连接螺栓;随机振动;疲劳强度;有限元中图分类号:V 229.1 文献标识码:A D O I :10.16615/j.c n k i .1674-8190.2019.S 1.006A n a l y s i s o fB o l tV i b r a t i o nF a t i gu e u n d e rR a n d o m V i b r a t i o nL o a d W a n g H o n g z h e n ,Y uQ i n ,L iG a n g ,D e n g X i n gm i n (A v i a t i o nE q u i p m e n t I n s t i t u t e ,Q i n g ’a nG r o u p Co .,L t d .,X i ’a n710077,C h i n a )A b s t r a c t :T o s o l v e t h e p r o b l e mo f f a t i g u e f a i l u r eo no fb o l t i nr a n d o mv i b r a t i o nt e s t ,t h e r a n d o mv i b r a t i o n f a -t i g u e l i f e i s e s t i m a t e d b y f i n i t e e l e m e n tm e t h o d .T h em e t h o d i s b a s e d o n t h e i n f o r m a t i o n o f t h e f r e q u e n c y d o m a i n o f r a n d o ml o a d i n g h i s t o r y .B o l t s a r e s i m u l a t e db y r i gi d c o n n e c t i o n .T h e s t r e s s t r a n s f e r f u n c t i o n o f t h e s t r u c t u r e i s a n a l y z e db y f r e q u e n c y r e s p o n s es i m u l a t i o n ,a n do b t a i n e d p e a k s p e rs e c o n do f t h eb o l t .T h ef o r c ea n dt h e s t r e s so f b o l tw a s p i c k e d .T h e s t r e s s o f b o l t a r e c a l c u l a t e d .C o m b i n e dw i t h S -N c u r v e o f a n d f a t i g u e d a m a g e a c -c u m u l a t i o n t h e o r y ,r a n d o mv i b r a t i o n f a t i g u e l i f e o f b o l t i s a n a l y z e db y T h r e e -b a n dm e t h o d .B o t h t h e c a l c u l a t i o n a n d t e s t r e s u l t a r eb a s i c a l l y c o n s i s t e n t .T h i sm e t h o d c a nb e p r o v i d e d a s p r o v i d e a n a l y s i sm e t h o d a n dd e s i g n r e f -e r e n c e f o r b o l t .K e y wo r d s :b o l t ;r a n d o mv i b r a t i o n f a t i g u e s t i f f n e s s ;f i n i t e e l e m e n t a n a l y s i s 0 引 言实际工程中的结构振动疲劳问题,工作环境复杂,影响因素多,对振动疲劳的理论研究还处于探索阶段,对振动疲劳破坏的机理㊁模式认识不够清楚,因此,对振动疲劳的研究主要以试验为主要手段,以观察到的实验现象和测得的试验数据作为下一步理论分析的依据[1]㊂飞机结构在使用过程中始终处在振动环境之中,振动引起的结构疲劳破坏是飞机结构破坏的主要模式之一,是航空武器装备研制和使用中的共性问题㊂振动载荷分为确定性振动载荷和随机性振动载荷,其中以随机性振动载荷为主㊂对于随机振动载荷作用下的结构振动疲劳寿命评估为飞机强度设计的技术难点[2]㊂一架飞机上要采用各种连接方法,包括螺接㊁铆接㊁焊接㊁胶接等,螺接具有构造简单㊁安装方便㊁易于拆卸,并具有连接强度高和可靠性好等特点,所以螺接技术发展迅速,应用最广,螺接以螺栓㊁螺钉连接为主要形式[3]㊂螺栓主要用于高承载结构件,根据零组件的结构和受力情况,有抗疲劳螺栓㊁抗剪螺栓㊁抗拉螺栓[4]㊂针对振动载荷下紧固件松动失效破坏的问题,国内外开展了很多研究,然而,国内外关于振动环境下飞机紧固件使用寿命的研究报道较少㊂因此研究飞机紧固件的疲劳寿命具有重要的理论意义和工程实际意义[5]㊂1 基本理论结构振动疲劳分析通常首先进行结构动力响应分析,并选择合理的疲劳破坏准则和适用的结构振动疲劳S -N 曲线,最后利用M i n e r 线性累积损伤理论预计疲劳破坏寿命[6]㊂运用由S t e i n b e r g 提出的基于高斯分布和M i n e r 线性累计损伤定律的三区间法疲劳损伤模型进行寿命校核,步骤如下:(1)由动力学分析求得危险位置的1σ㊁2σ㊁3σ应力及应力2-频率响应谱(P S D );(2)计算n 阶谱矩以及峰值频率,如图1所示[7]㊂M n =∫+∞-∞f n㊃G (f )d f =∑f n k ㊃G (k )㊃δf(1)m 0=∑G (k )(2)m 1=∑f ㊃G (k )㊃δf(3)m 2=∑f 2㊃G (k )㊃δf (4)m 4=∑f 4㊃G (k )㊃δf(5)V p =v +0=m 4m 2(6)图1 谱矩的计算(3)损伤计算:S t e i n b e r g 提出的基于正态分布和Mi n e r 线性累计损伤定律的三区间法(该方法的前提是:大于的应力仅仅发生100%-99.73%=0.27%的时间内,假定它们不够成任何损伤),如图2所示㊂图2 三区间法线性损伤计算公式:D =n 1σN 1σ+n 2σN 2σ+n 3σN 3σ(7)式中:n 1σ等于或低于1σ水平的实际循环数(0.683v +0T);T 为振动时间;n 2σ等于或低于2σ水平的实际循环数(0.271v +0T );n 3σ等于或低于3σ水平的实际循环数(0.043v +0T)㊂N 1σ㊁N 2σ㊁N 3σ等于根据S-N 曲线(S m ㊃N =C )查得的1σ㊁2σ和3σ应力水平分别对应的许可循环的次数㊂当D >1时,发生疲劳破坏㊂研究表明利用1σ㊁2σ㊁3σ应力和统计平均频率计算随机疲劳是一个有效的过程[8]㊂2 螺栓疲劳断裂情况目前,国内外关于随机振动载荷下连接螺栓的疲劳寿命分析问题较少,本文基于功率谱密度函数的频域法,采用A n s ys W o r k b e n c h 有限元分析软件,对随机振动载荷下的某飞机产品上的连接螺栓进行疲劳强度分析,通过动力学数值计算得到作动筒产品在随机激励下的应力响应,该分析方法具有较强的工程指导价值,可以极大地提高设计效率㊂某飞机配套产品某作动筒进行完随机振动试验后,该作动筒和夹具之间的连接螺栓其中之一出现断裂,对故障件进行外观检查,断裂位于螺柱的一侧螺纹根部,如图3箭头所指处所示,断裂螺栓低倍观察宏观形貌如图4所示㊂断裂源区细腻平坦,未发现去空㊁夹杂等冶金缺陷㊂通过扫描电镜92增刊1 王红珍等:随机振动载荷下连接螺栓振动疲劳强度分析高倍观察,螺柱断口微观形貌可见明显的疲劳条带特征,表明该故障件的断裂性质为疲劳断裂㊂图3断裂连接螺栓外观及断裂位置图4 连接螺栓断口宏观形貌产品在进行随机振动试验后,连接螺栓承受随机振动疲劳载荷,随机振动疲劳同常规疲劳过程基本相同,一般要经过三个过程,即:疲劳裂纹形成㊁疲劳裂纹扩展及裂纹扩展到临界尺寸时的快速(不稳定)断裂[9]㊂疲劳裂纹形核大多发生在应力集中或危险截面的头下圆角处㊁细杆处㊁螺纹底径等表面[10]㊂3 有限元仿真3.1 模型的固有频率和振型作动筒通过连接螺栓固定在振动试验台上,结构有限元模型和螺栓位置如图5~图6所示,螺栓通过刚性连接模拟㊂三个轴向的随机振动谱如图7所示,耐久振动每个方向是5小时㊂图5有限元模型图6振动方向和螺栓位置图7 随机振动谱3.2 模型的固有频率和振型模态分析主要是了解模型的动态特性,得到结构在P S D 载荷谱所覆盖的频带内每阶的固有频率,为下一步的频率响应分析做准备㊂计算得到的前9阶频率如表1所示,前三阶结构振型如图8~图10所示㊂作动筒1阶振型主要是筒体末端的上下振动,2阶振型主要是筒体末端的左右振动,3阶振型主要是筒体末端的前后振动㊂表1 前9阶固有频率阶数频率/H z 阶数频率/H z 120262212220722732208234422192455221图8 1阶振型03航空工程进展 第10卷图9 2阶振型图10 3阶振型3.3 频率响应分析结构在X ㊁Y 和Z 向(注:方向如图5所示)1σ最大应力响应值节点处的应力响应功率谱密度P S D (M P a 2/H z )曲线,如图11所示㊂根据结构的1σ应力响应功率谱密度P S D (M P a 2/H z )曲线计算出P S D 曲线的二阶谱矩和四阶谱矩,进而计算出作动筒振动过程中的峰值频率V +,如表2所示㊂(a )x方向振动(b )y方向振动(c )z 方向振动图11 结构的1σ应力响应功率谱密度P S D (M P a 2/H z)曲线表2 连接螺栓的峰值频率激励方向峰值频率/H zX 629Y 754Z8043.4 连接螺栓上载荷通过有限元的计算得出作动筒和夹具之间连接螺栓的载荷,如表3所示㊂X ㊁Y ㊁Z 方向振动时,螺栓C 和D 上的载荷较螺栓A 和B 上的载荷较大㊂表3 四个连接螺栓上载荷螺栓编号振动方向载荷/NXYZX2794201007AY 11712812166Z 8396321378X276414947BY 19011922149Z 8656481382X22301793538CY 61112982779Z 155********X21801833385D Y 70712042781Z173757140763.5 连接螺栓上应力根据材料力学基础,四个连接螺栓规格相同,故计算得出四个螺栓上的当量应力如表4所示,X 方向振动时,螺栓C 和D 上的应力较螺栓A 和B13增刊1 王红珍等:随机振动载荷下连接螺栓振动疲劳强度分析上的应力较大;Y方向振动时,螺栓C和D上的应力和螺栓A和B上的应力相当;Z方向振动时,螺栓C和D上的应力较螺栓A和B上的应力较大㊂表4 四个连接螺栓上的1σ应力螺栓编号振动方向1σ应力/M P aX14A Y33Z25X13B Y31Z25X55C Y38Z49X54D Y38Z523.6 螺栓损伤进行损伤计算时需要确定材料的疲劳寿命曲线,加载频率对振动疲劳寿命有一定的影响[11]㊂振动疲劳一般都是低应力高频载荷作用下的疲劳,其寿命属于超高周㊂现在较常用的S-N曲线的形式为指数函数形式和幂函数形式等,这些S-N曲线虽然可以很好的描述中高周寿命,但是对于超高周不能准确的描述[12]㊂目前并没有针对振动疲劳的损伤累积理论,有专家指出,鉴于动态疲劳估算误差较大,采用其他有关非线性累积损伤理论并不能显著改善分析精度,反而增加了分析的工作量和难度[13],建议仍旧采用线性累积损伤来计算累积损伤量[14]㊂常规疲劳研究方法是应用标准试样疲劳试验得到的材料疲劳极限㊁S-N曲线及疲劳极限图等,再考虑零件由于尺寸㊁表面加工状态及几何形状引起的应力集中等因素而进行的疲劳强度设计㊂由于随机振动振动高周低应力疲劳问题,其疲劳寿命主要是裂纹形成寿命,将等幅应力的试验结果用于随机交变应力的情况采用了M i n e r提出的假设,即:结构疲劳损伤的累积是线性的㊂著名的线性累积损伤假设,被广泛地应用于随机振动试验以及在随机载荷下的寿命理论分析计算工作中[6]㊂M i n e r理论假定损伤D为1时试件将发生疲劳破坏,但在工程应用过程中,特别是在结构随机振动情况下这一准则偏保守,载荷的加载顺序与损伤量有着密切的关系,D值的选取最好由工程使用经验统计和试验研究综合分析给出[15]㊂采用由S t e i n b e r g提出的基于高斯分布和M i n e r线性累计损伤定律的三区间法,结合螺栓材料的S-N曲线,对连接螺栓进行疲劳损伤计算,结果如表5所示,根据文章当损伤之和大于1时,表明连接螺栓在振动过程中发生疲劳破坏[16-17]㊂根据本文的分析结果,螺栓C和螺栓D损伤之和大于1,故螺栓C和螺栓D不满足振动疲劳寿命要求,且该产品在进行振动试验后连接螺栓断裂失效,计算结果与试验结果一致㊂连接螺栓需要采用措施提高螺栓的振动疲劳强度㊂表5 四个连接螺栓的振动损伤螺栓编号振动方向损伤三方向振动的损伤之和X6.68E-03A Y2.31E-013.45E-01Z8.29E-02X4.99E-03B Y1.81E-012.91E-01Z8.29E-02X1.43E+00C Y4.01E-013.22E+00Z1.16E+00X1.33E+00D Y4.01E-013.45E+00Z1.46E+004 结 论通过对随机振动载荷下连接螺栓的疲劳强度分析,说明该连接螺栓不满足疲劳寿命的要求㊂该计算结果与试验结果一致,较好的评估连接螺栓的振动疲劳强度,且分析方法具有较强的工程指导价值,可以极大地提高设计效率,降低设计成本㊂参考文献[1]杨万均,施荣明.振动疲劳试验寿命确定方法研究[J].机械设计与研究,2012,28(2):71-72.[2]周敏亮,陈忠明,邓吉宏,等.飞机结构振动疲劳寿命频域预估方法研究[J].飞机设计,2017,37(3):25-30. 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螺栓疲劳寿命计算
螺栓疲劳寿命计算
螺栓的疲劳寿命计算主要包括以下几个步骤：
1. 确定螺栓的工作载荷：根据螺栓所使用的应力、载荷和工作环境等因素来确定螺栓的工作载荷，一般通过结构分析和实验等方法来获取。
2. 确定螺栓的应力集中系数：螺栓的应力集中系数是指螺栓在工作载荷下的应力集中程度，一般通过经验公式或者有限元分析方法进行计算。
3. 确定螺栓的疲劳强度：螺栓的疲劳强度是指螺栓在工作载荷下承受疲劳应力的能力。
通常可以采用疲劳曲线或者S-N曲线来确定螺栓的疲劳强度。
4. 进行疲劳寿命计算：根据螺栓的工作载荷、应力集中系数和疲劳强度等参数，利用疲劳寿命计算公式计算出螺栓的疲劳寿命。
一般来说，螺栓的疲劳寿命计算是一个复杂的过程，需要考虑到各种因素的综合影响。
最好在专业机械设计师或相关专家的指导下进行计算。
联接螺栓强度计算方法
联接螺栓的强度计算方法一．连接螺栓的选用及预紧力：1、已知条件：螺栓的s＝730MPa 螺栓的拧紧力矩T=49N.m2、拧紧力矩：为了增强螺纹连接的刚性、防松能力及防止受载螺栓的滑动，装配时需要预紧。
其拧紧扳手力矩T用于克服螺纹副的阻力矩T1及螺母与被连接件支撑面间的摩擦力矩T2。
装配时可用力矩扳手法控制力矩。
公式：T=T1+T2=K*F* d拧紧扳手力矩T=49N.m其中K为拧紧力矩系数，F为预紧力N d为螺纹公称直径mm其中K为拧紧力矩系数，F为预紧力N d为螺纹公称直径mm摩擦表面状态K值有润滑无润滑精加工表面0.10.12一般工表面0.13-0.150.18-0.21表面氧化0.20.24镀锌0.180.22粗加工表面-0.26-0.3取K＝0.28，则预紧力F＝T/0.28*10*10-3＝17500N3、承受预紧力螺栓的强度计算：螺栓公称应力截面面积As（mm）=58mm2外螺纹小径d1=8.38mm外螺纹中径d2=9.03mm计算直径d3＝8.16mm 螺纹原始三角形高度h=1.29mm 螺纹原始三角形根部厚度b=1.12mm紧螺栓连接装配时，螺母需要拧紧，在拧紧力矩的作用下，螺栓除受预紧力F0的拉伸而产生拉伸应力外，还受螺纹摩擦力矩T1的扭转而产生扭切应力，使螺栓处于拉伸和扭转的复合应力状态下。
螺栓的最大拉伸应力σ1(MPa)。
1sF A σ==17500N/58*10-6m 2=302MPa 剪切应力：=0.51σ=151 MPa根据第四强度理论，螺栓在预紧状态下的计算应力: =1.3*302=392.6 MPa强度条件：=392.6≤730*0.8=584预紧力的确定原则：拧紧后螺纹连接件的预紧应力不得超过其材料的屈服极限s σ的80%。
4、 倾覆力矩倾覆力矩 M 作用在连接接合面的一个对称面内，底板在承受倾覆力矩之前，螺栓()2031tan 216v Td F T W dϕρτπ+== 1.31ca σσ≈[]0211.34F ca d σσπ=≤已拧紧并承受预紧力F 0。
螺栓组受力分析与计算..
式中：Q—螺栓总拉力，N 。
其余符号意义同前。
螺栓总拉力的计算：
Q=Qp+[Cb/(Cb+Cm)]·F
式中：Cb/(Cb+Cm)称为螺栓的相对刚度，一般设计时，可按下表推荐
的数据选取。
螺栓的相对刚度Cb/(Cb+Cm)
被联接钢板间所用垫片类别
Cb/(Cb+Cm)
金属垫片（或无垫片）
r1＝r2＝…＝rz的关系以及螺栓联接的类型，分别代人式（5－25）或
（5－28）即可求得。
3).受轴向载荷的螺栓组联接
下图为一受轴向总载荷FΣ的汽缸盖螺栓组联接。FΣ的作用线与螺 栓轴线平行，并通过螺栓组的对称中心O。计算时，认为各螺栓平均受 载，则每个螺栓所受的轴向工作载荷为
图：受轴向载荷的螺栓组联接
螺栓组受力分析与计算
1． 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。
螺栓强度计算
――受力不均匀因数，受压螺母 =1，受拉螺母 =1.5~1.6；
――缺口应力集中因数，按表3查得；
――抗压疲劳极限，按表4查得；
――安全因数，控制预紧力 =1.5~2.5，不控制预紧力 =2.5~5。
表1螺栓连接
一、螺栓受力分析：
螺栓为受轴向载荷紧螺栓连接（动载荷），受轴向载荷紧螺栓连接（动载荷）的基本形式如下图所示：
二、受轴向载荷紧螺栓连接（动载荷）的基本公式：
（1）许用应力计算公式：
（2）强度校核计算公式：
式中：
――轴向载荷，N；
――螺栓小径，mm，查表获得；
――相对刚度，按表1选取；
――尺寸因数，按表2查得；
表3缺口应力集中因数
表4抗压疲劳极限
三、计算内容：
相关参数如下表：
（1）许用应力计算：
（2）强度校核计算：
四、结论：
由上述计算可知，螺栓强度满足要求。
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d1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： d1[σ]——松连接螺栓的许用拉应力，Mpa。
见表15.6。
图15.32.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` /π2 d1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所示压力容器螺栓连接是受预紧力和轴向工作载荷的典型实例。
这种连接拧紧后螺栓受预紧力F`，工作时还受到。
螺栓疲劳强度计算分析
螺栓疲劳强度计算分析螺栓是一种常用的连接元件，在机械装配中起着重要的作用。
然而，螺栓在使用过程中会受到外部载荷的作用，由此产生的应力可能会导致螺栓的疲劳破坏。
因此，对于螺栓的疲劳强度进行准确的计算和分析对于确保装配的可靠性至关重要。
螺栓的疲劳强度计算分析主要包括以下几个方面：载荷分析、应力分析、疲劳强度计算和疲劳寿命预测等。
首先，进行载荷分析。
载荷是指作用在螺栓上的力或力矩，可以通过工程设计中的负载情况、运动情况等来确定。
载荷分析的目的是确定螺栓在使用中承受的最大载荷，作为计算疲劳强度和寿命的依据。
其次，进行应力分析。
应力是指单位截面上的内力，对于螺栓而言，应力主要分为拉伸应力和剪切应力。
拉伸应力是根据载荷分析的结果和螺栓的几何特征来计算的，剪切应力则取决于连接件的设计和布置。
通过应力分析可以确定螺栓的受力情况，为后续的疲劳强度计算提供数据支持。
然后，进行疲劳强度计算。
疲劳强度计算是基于材料的疲劳性能进行的。
螺栓材料的疲劳曲线可以通过实验得到，其中重要的参数包括疲劳极限和疲劳强度系数。
疲劳极限是指螺栓材料在特定条件下可以承受的最大应力水平，疲劳强度系数则是根据材料实际疲劳寿命和理论疲劳寿命的比值。
通过疲劳强度计算，可以确定螺栓在给定载荷条件下的疲劳寿命。
最后，进行疲劳寿命预测。
疲劳寿命预测是基于已知的载荷和应力条件，通过疲劳强度计算得到的疲劳寿命，进而预测螺栓的使用寿命。
疲劳寿命预测可以帮助工程师评估螺栓的使用寿命，并在必要时进行优化设计。
总结来说，螺栓疲劳强度的计算分析是确保装配可靠性的重要环节。
通过载荷分析、应力分析、疲劳强度计算和疲劳寿命预测等步骤，可以全面评估螺栓在使用中的疲劳性能，为工程设计和装配提供科学依据。
螺栓疲劳标准
螺栓疲劳标准螺栓疲劳标准是指规定了螺栓在使用过程中所需满足的疲劳性能要求的一系列标准。
螺栓作为一种常用的连接元件，广泛应用于各种机械设备、结构工程、汽车制造等行业中，其可靠性和安全性对于保证设备运行和人身安全至关重要。
因此，制定螺栓疲劳标准对于保障产品质量和用户利益具有重要意义。
螺栓疲劳标准包括以下几个方面：1.载荷标准：螺栓在使用过程中承受的载荷是决定其疲劳寿命的重要因素之一。
根据不同的应用场景和使用要求，制定了一系列载荷标准，以确保螺栓在正常工作条件下的可靠性和安全性。
2.拧紧力标准：螺栓的疲劳寿命也与拧紧力有关。
拧紧力过小会导致螺栓松动，拧紧力过大则容易引起螺栓的破裂。
因此，制定了拧紧力标准，以指导用户在使用螺栓时选择合适的拧紧力，以确保螺栓的正常工作。
3.疲劳寿命要求：疲劳寿命是指螺栓在循环载荷作用下能够承受的次数。
根据螺栓的材料、规格和使用要求，制定了一系列疲劳寿命要求，以确保螺栓在其设计寿命内能够承受预期的循环载荷。
4.疲劳性能测试方法：为了验证螺栓是否满足疲劳寿命要求，需要进行相应的疲劳性能测试。
制定了一系列疲劳性能测试方法，包括疲劳试验样品制备、试验设备和试验方法等，以确保测试的准确性和可靠性。
5.疲劳强度计算方法：疲劳强度是指螺栓在循环载荷作用下承受的应力。
为了评估螺栓的疲劳强度，制定了相应的疲劳强度计算方法，包括应力分析、疲劳寿命预测等，以指导螺栓的设计和选择。
除了以上几个方面的标准外，还可能包括其他相关内容，例如螺栓的表面处理要求、螺栓的设计和制造要求等。
这些标准的主要目的是确保螺栓在使用过程中能够满足其预期的疲劳性能要求，以保证设备的可靠性和安全性。
在制定螺栓疲劳标准时，需要考虑各个方面的因素，包括材料的强度和韧性、载荷条件、工作环境和使用要求等。
同时，还需参考国内外相关标准和经验，以确保制定的标准符合行业的实际需求。
总之，螺栓疲劳标准的制定对于保障产品质量、提高设备的可靠性和安全性具有重要意义。
螺栓联接的预紧力与疲劳强度的讨论
螺栓联接的预紧力与疲劳强度的讨论轴向拉力作用下螺栓联接的失效多数为疲劳失效。
统计表明百分之九十以上螺栓失效都与应力集中作用产生的疲劳失效有关。
由于螺栓联接是一个多接触面的弹塑性接触问题，在重复加载作用下的应力应变关系十分复杂，并且影响疲劳强度的参素众多，因此，直接通过对螺纹的应力应变分析来计算螺栓联接的疲劳强度的实用意义不大。
通常的做法是先计算出外力与预紧力作用下螺栓中的平均应力与变化应力，然后对应力集中，尺寸效应等影响疲劳强度的参数进行综合考虑，再应用古德曼法则来计算螺栓联接的疲劳强度。
一般情况下联接件的有效刚度远大于螺栓刚度。
螺栓预紧力的存在，除了使零件之间产生紧密联接，增强联接的刚性之外，还会大幅度降低在拉伸载荷作用下螺杆应力的变化幅度，由此提高了螺栓联接的疲劳强度。
如果预紧力不够大，拉伸载荷有可能超过螺栓联接的预紧力，造成联接件分离，这会使螺栓联接的刚度大幅下降，同时也使应力变化幅度大幅增大而迅速降低螺栓联接的疲劳强度。
增大螺栓联接的预紧力，不但能降低联接件在载荷作用下产生分离的风险，还能提高螺栓联接的防松能力，防止预紧力在重复外力作用下变小。
以下分析从疲劳强度计算的角度来讨论螺栓联接预紧力对螺栓联接疲劳强度安全系数的影响。
1/ 71 螺栓联接疲劳强度安全系数计算螺栓联接的疲劳强度可通过古德曼准则作近似计算。
在周期循环应力作用下，根据古德曼准则，金属零件的持久极限疲劳强度曲线可由下式决定：其中，Sa，Sm为古德曼持久极限疲劳强度线上任一点上对应的交变应力与平均应力，Su为材料的抗拉强度，Se为零件的综合疲劳极限强度。
零件的持久极限疲劳强度安全系数的计算与应力的加载路径有关。
对比例加载，零件持久极限疲劳强度设计的安全系数可用持久极限疲劳强度曲线上的应力幅度Sa与实际应力幅度σa 的比值来定义。
在外力作用为零时，螺栓联接中存在一个预紧力Fi作用。
预紧力在螺杆中产生的平均预应力可通过σi = Fi / At计算，其中Fi 为螺栓联接的预紧力，At为螺杆的有效受力面积。
螺栓强度计算
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)或（15-7）式中： d1——螺纹小径，mm；[σ]——松连接螺栓的许用拉应力，Mpa。
见表15.6。
图15.32. 受拉紧螺栓连接的强度计算根据所受拉力不同，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类。
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引起的扭转切应力：对于M10～M68的普通螺纹，取d1、d2和λ的平均值，并取φV=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(15-8)故螺栓螺纹部分的强度条件为：(15-9)或(15-10)式中[σ]为静载紧连接螺栓的许用拉应力，其值由表15.6查得。
② 受预紧力和工作载荷的紧螺栓连接。
图15.5所示压力容器的螺栓连接是受预紧力和轴向工作载荷的典型实例。
这种连接拧紧后螺栓受预紧力F`，工作时还受到工作载荷F 。
螺栓组受力分析与计算..
最后按螺纹标准，选用螺纹公称直径。 螺纹联接件的材料
适合制造螺纹联接件的材料品种很多，常用材料有低碳钢Q215、10 号钢和中碳钢Q235、35、45号钢。对于承受冲击、振动或变载荷的螺纹 联接件，可采用低合金钢、合金钢，如15Cr、40Cr、30CrMnsi等。对于 特殊用途（如防锈蚀、防磁、导电或耐高温等）的螺纹联接件，可采用 特种钢或铜合金、铝合金等。 表：螺栓的性能等级（摘自 GB 3098.1-82）
为了简化计算，在分析螺栓组联接的受力时，假设所有螺栓的材 料，直径，长度和预紧力均相同；螺栓组的对称中心与联接接合面的形 心重合；受载后联接接合面仍保持为平面。下面针对几种典型的受载情 况，分别加以讨论。
1)．受横向载荷的螺栓组联 接 图所示为一由四个螺栓组成的受横向载荷的螺栓组联接。横向载荷的作 用线与螺栓轴线垂直，并通过螺栓组的对称中心。当采用螺栓杆与孔壁 间留有间隙的普通螺栓联接时（图a）。靠联接预紧后在接合面间产生 的摩擦力来抵抗横向载荷；当采用铰制孔用螺栓联接时（图b），靠螺 栓杆受剪切和挤压来抵抗横向载荷。虽然两者的传力方式不同，但计算
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。
160~220
120~150
Q215
170~220
120~160
螺栓强度计算
二、螺纹联接的类型
螺纹联接的主要类型有：
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。
结构简单、使用方便，但由于垫圈的弹力不均在冲击、振动的工作条件下，其防松效果较差，一般用于不甚重要的联接
自锁螺母
螺母一端制成非圆形收口或开缝后径向收口。当螺母拧紧后，收口胀开，利用收口的弹力使旋合螺纹间压紧。
结构简单，防松可靠，可多次装拆而不降低防松性能
机
械
防
松
开口销与六角开槽螺母
六角开槽螺母拧紧后，将开口销穿入螺栓尾部小孔和螺母的槽内，并将开口销尾部掰开与螺母侧面紧贴。也可用普通螺母代替六角开槽螺母，但需拧紧螺母后再配钻销孔。
适用于螺钉组联接，防松可靠，但装拆不便。
还有一些特殊的防松方法，例如在旋合螺纹间涂以液体胶粘剂或在螺母末端镶嵌尼龙环等。
此外，还可以采用铆冲方法防松。螺母拧紧后把螺栓末端伸出部分铆死，或利用冲头在螺栓末端与螺母的旋合缝处打冲，利用冲点防松。这种防松方法可靠，但拆卸后联接件不能重复使用。
五、螺纹联接的强度计算
５）螺距 ——螺纹相邻两个牙型上对应点间的轴向距离。
６）导程 ——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 ＝ ，多线螺纹 ＝ 。
７）螺纹升角 ——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 处计算，即
（3-1）
8）牙型角 ——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 ＝ /2。
压力容器法兰螺栓疲劳强度浅析
第56卷第3期2019年6月Vol.56No.3Jun.2019化H i殳备与肾道PROCESS EQUIPMENT&PIPING•压力容器•压力容器法兰螺栓疲劳强度浅析方晓峰（中石化宁波工程有限公司，浙江宁波315103）摘要：介绍了一种压力容器法兰螺栓疲劳强度的计算方法，通过引入法兰当量受力面积，计算螺栓、法兰和垫片系统的相对刚度K,最后根据应力幅法计算螺栓疲劳强度。
关键字：螺栓；疲劳；相对刚度；应力幅中图分类号：TQ050.3；TH122文献标识码：A文章编号：1009-3281（2019）03-0001-004压力容器设计中经常遇见各种承受交变载荷的设备，对于容器和接管的疲劳计算可以参考美国的ASME、英国的BS5500和我国的JB4732等标准进行分析，但有关法兰、螺栓连接系统中螺栓的疲劳计算介绍得相对较少闪。
然而螺栓的疲劳失效会直接导致法兰密封泄漏，造成设备失效，甚至停产等危害。
针对法兰、螺栓连接结构，本文拟采用一种新的计算方法计算螺栓、法兰和垫片系统相对刚度K r,进而利用应力幅法判定螺栓的疲劳强度是否合格。
1螺栓的受力分析和疲劳计算压力容器法兰螺栓连接（如图1所示）是由法兰环、垫片和螺栓等组成的一个静不定系统。
在操作状况下，螺栓在承受预紧力F。
作用时，还经常承受一个由0到代循环变化的交变载荷，因此在设计计算时须同时考虑螺栓的疲劳破坏图1法兰螺栓连接Fig」Flange and bolt connection system在预紧法兰时，螺栓受拉，法兰和垫片受压,施于螺栓上的拉伸预紧载荷与施于法兰、垫片系统上的压缩预紧载荷大小相等、方向相反。
在预紧载荷作用下，螺栓伸长而法兰和垫片缩短，螺栓的拉伸变形和法兰、垫片的压缩变形值视螺栓和法兰、垫片系统的拉压刚度而异。
工作时，内压升起后，设由内压所引起的总载荷为尸3,则在内压作用下法兰、垫片系统的载荷由巴下降为尺（为保证工作时的密封，件值应保持在一定水平之下，其值可由法兰设计中的2nD a bmp决定），因而压缩变形量由厲下降为dp-A4；相应地，螺栓伸长量则增加其总伸长量达此时的螺栓载荷值为F0+K r-代。
螺栓连接的强度计算
强度条件验算公式：
设计公式：
分析：由上式可知，当f=0.2,i=1,KS=1则QP=5R，说明这种联接螺栓直径大，且在冲击振动变载下工作极不可靠
为增加可靠性，减小直径，简化结构，提高承载能力
可采用如下减载装置： 减载销 减载套筒 减载键
2、铰制孔螺栓联接——防滑动
特点：螺杆与孔间紧密配合，无间隙，由光杆直接承受挤压和剪切来传递外载荷R进行工作
1、防松目的
01
开槽螺母与开口销，圆螺母与止动垫圈，弹簧垫片，轴用带翅垫片，止动垫片，串联钢丝等
2）机械防松：
自锁螺母——螺母一端做成非圆形收口或开峰后径面收口，螺母拧紧后收口涨开，利用收口的弹力使旋合螺纹间压紧
弹簧垫圈
01
02
开槽螺母
与开口销
永久防松：端铆、冲点、点焊
化学防松——粘合 圆螺母 与止动垫圈 串联钢丝
扳手拧紧力矩——T=FH·L,
拧紧时螺母：T=T1+T2 T——拧紧力矩 T1——螺纹摩擦阻力矩 T2——螺母端环形面与被联接件间的摩擦力矩
FH—作用于手柄上的力，L——力臂
一般 K=0.1~0.3
——拧紧力矩系数
由于直径过小的螺栓，容易在拧紧时过载拉断，所以对于重要的联接不宜小于M10~M14
材料 螺栓级别: 点后数字为 螺母级别:
螺母、螺栓强度级别：
1）根据机械性能，把栓母分级并以数字表示，此乃强度级别
带点数字表示 ， 点前数字为 注意：选择对螺母的强度级别应低于螺栓材料的强度级别，螺母的硬度稍低于螺栓的硬度（均低于20~40HB）
2）所依据机械性能为抗拉强度极限σBmin和屈服极限σSmin
作图，为了更明确以简化计算（受力变形图） 设：材料变形在弹性极限内，力与变形成正比
(经典)螺栓疲劳强度计算方法的对比与选择
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$$ 材料对称循环拉压疲劳极限 ! !+, $ 具体值可由下式计算得出
疲劳强度的计算 !其计算公式为!."
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式中
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$$ 材料的抗拉强度极限 ! 具体值 !0 $ 可查机械设计手册
凿岩机械气动工具 !!""! "" #
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简介
按照最小应力保持不变计算疲劳强度 由图 ! 可以看出 ! 螺栓承受拉力最小值
即 !012 " " 对螺栓进行疲劳强度计算 ) 其疲 劳强度计算的强度公式为
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其中
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$$ 循环基数 ! 对钢材拉压疲劳 ! $# $ $# ! ""!"# % " "#$ $$ 材 料 常 数 ! 对 钢 材 拉 压 疲 劳 ! ($ ( ! $!%# $$ 第 & 个变应力的应力幅值 !& $ $$ 变应力 !& 的循环次数 ’& $ $$ 许用安全系数 ! 对螺栓联接 ! ’’( $
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有所长 & 实际进行疲劳强度计算时 ! 应根据
凿岩机械气动工具 !!""!""#
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()2d 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22arctanarctan 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3-11、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3-22、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。
螺纹连接强度计算
螺纹连接强度计算螺纹连接是一种常用的机械连接方式，用于连接螺栓和螺母。
在实际应用中，螺纹连接的强度是一个重要的设计指标，需要进行计算和验证。
螺纹连接的强度计算主要涉及以下方面：拉伸强度、剪切强度、挤压强度、疲劳强度。
1.拉伸强度计算：螺纹连接在受拉载荷时，主要承受拉应力作用。
计算拉伸强度时，需要考虑螺纹区域和螺栓截面的受拉承载能力。
从抗拉强度和拉伸面积两方面进行。
拉伸强度=抗拉强度x拉伸面积拉伸面积=(π/4)x(d2-d3)xl其中，d2为螺纹有效直径，d3为螺纹小径，l为螺栓长度。
2.剪切强度计算：螺纹连接在受剪载荷时，主要承受剪应力作用。
计算剪切强度时，需要考虑螺纹区域和螺栓截面的受剪承载能力。
剪切强度=抗剪强度x剪切面积剪切面积=(π/4)x(d2-d3)xl3.挤压强度计算：螺纹连接在受压载荷时，主要承受挤压应力作用。
计算挤压强度时，需要考虑螺栓所受的挤压承载能力。
挤压强度=挤压应力x挤压面积挤压面积=πxd1xl其中，d1为螺纹内径。
4.疲劳强度计算：螺纹连接在受循环载荷时，会产生疲劳破坏。
计算疲劳强度时，需要通过疲劳试验或经验公式来获得。
以上计算公式只是螺纹连接强度计算的基本方法，具体的计算过程需要根据实际情况来确定。
在进行计算时，还需要考虑材料的强度和工作环境的影响等因素。
此外，还需要注意螺纹连接的预紧力，以保证连接的密封性和抗松动能力。
预紧力的大小应根据应用要求进行确定，在设计和使用过程中需要注意预紧力的控制和维护。
综上所述，螺纹连接强度计算是一个复杂的过程，需要综合考虑多个因素。
在实际应用中，应根据具体要求和材料性能，结合上述计算方法进行强度计算和验证，以确保螺纹连接的安全可靠性。
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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 analysisAbstract: 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 (22)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 ≥+-='=σσϕσσσσσ 2-3②按应力幅计算；σmin=C 若man =C 则有σmin =m a σσ-=C ，故在图2中，过工作点M 作与横坐标夹角为45°的直线MM ′，则这条直线上任一点的应力最小值相同，即复合σmin=m a σσ-=C 的加载条件。
M ′所代表的应力就是此情况下计算时应采用的疲劳极限应力。
图 2-2σmin=C 时的极限应力联解直线MM ′，AB 方程1a ma m a mσσσσσσσκσψσ-⎧⎪⎨⎪⎩-=-=+´´´´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1minmax max min 2()[]()(2)am a a m a n n σσσσσκψσσσσσσσκψσσ-+-+===+++´´´≥2-5③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。