联轴器螺栓紧固件循环载荷作用下的应力分布
应用局部应力-应变法计算联轴器膜片疲劳寿命
第17卷第4期工 程 力 学Vol.17 No.42000年 8 月ENGINEERING MECHANICS Aug. 2000———————————————收稿日期：1999-03-17基金项目：国家自然科学基金项目(59335100)作者简介：华军(1971)，男，山东人，博士，从事非线性转子动力学研究文章编号：1000-4750(2000)04-132-06应用局部应力–应变法计算联轴器膜片疲劳寿命华 军，许庆余，张亚红(西安交通大学工程力学系，西安 710049)摘 要：由于轴线间的角向不对中，联轴器旋转时膜片中产生交变应力，引起疲劳问题。
使用中需要考虑其疲劳寿命。
本文对六孔圆环形和束腰形膜片，利用有限元方法和薄板弯曲理论建立膜片应力计算模型。
引入改进的局部应力—应变法，建立计算膜片联轴器膜片疲劳裂纹形成寿命的模型和方法。
定量分析两种形式膜片的应力、附加载荷和疲劳寿命，最后，得出对膜片组设计有参考价值的结论。
结论表明，对于设计合理的膜片，其疲劳寿命能满足机组工作要求。
关键词：膜片；联轴器；局部应力—应变法；疲劳；裂纹中图分类号：TK26.6, O346.2, TB115 文献标识码：A1 引言膜片联轴器由两端轴、膜片组、中间轴和连接螺栓组成(图1)，是一种有广泛发展前途的、新型的、可取代齿式联轴器的两轴挠性联接装置。
由于轴线间的角向不对中，联轴器旋转时膜片中产生交变应力，引起疲劳。
本文利用有限元方法建模，分析膜片的应力。
在此基础上，引入修正的局部应力—应变法估算膜片疲劳裂纹形成寿命。
1 2 3 41—左端轴套; 2—膜片组; 3—中间轴套; 4—连接螺栓图1 膜片联轴器结构示意图应用局部应力—应变法计算联轴器膜片疲劳寿命133 2 膜片应力分析膜片是膜片挠性联轴器的关键性部件，由于轴线间偏移、传递转矩、承受离心力，膜片工作时处于复杂的受力状态。
膜片作为弹性元件，承受的负荷如表1所示。
轴所受的载荷类型与载荷所产生的应力类型
轴所受的载荷类型与载荷所产生的应力类型在探讨机械运转的奥秘时，我们不得不提一个看似简单却又至关重要的话题——轴所受的载荷类型以及由此产生的应力类型。
想象一下，如果机器的心脏——轴，承受了不恰当的力量，会发生什么？答案可能比听起来要复杂得多。
我们要明确什么是“载荷”。
简单来说，就是施加在物体上使其产生变形或运动的力量。
而“应力”呢，则是这些力作用于物体内部，导致材料发生形变的程度。
这听起来是不是有点像数学公式里的“未知数”？接下来，让我们来聊聊轴所受的载荷类型。
想象一下，你正在玩一个游戏，游戏里的角色需要穿越一片森林。
这片森林里，有各种各样的树木，有的高大威猛，有的矮小柔弱。
角色需要小心翼翼地选择路径，以免被那些“高大威猛”的树给撞倒。
这里的“高大威猛”的树，就好比是轴上承受的载荷类型中的“静载荷”，它们会给轴带来稳定的压力，让轴稳稳地站立。
而“矮小柔弱”的树，就像是“动载荷”，它们可能会突然跳出来，给轴带来突如其来的冲击。
那么，轴会因为什么类型的载荷而产生应力呢？这个问题的答案就有意思了。
想象一下，如果森林里突然出现了一条蜿蜒的小河，河水湍急，角色必须小心翼翼地绕过这条河。
这时候，如果角色不小心踩到了一块滑石，就可能会被河水冲走。
这里的“滑石”就像是一种特殊类型的载荷，它会让轴产生“滑动”应力，这种应力可能会导致轴的损坏。
再来说说“弯曲应力”。
想象一下，角色在森林中行走时，可能会不小心踩到一根突出的树枝。
这时，角色的脚就会向一侧弯曲，就像轴受到了“弯曲”应力一样。
这种应力虽然不会直接导致轴损坏，但它会影响轴的稳定性和寿命。
我们来谈谈“疲劳应力”。
想象一下，角色在森林中走了一天，累得筋疲力尽。
这时，如果角色突然遇到了一条狭窄的小道，角色必须弯下腰来通过。
这时候，如果角色的腰部肌肉长时间处于紧张状态，就可能会产生“疲劳”应力。
这种应力可能会导致轴的断裂。
总的来说，轴所受的载荷类型和载荷所产生的应力类型是一个既有趣又复杂的问题。
膜片联轴器应力分析
膜片联轴器应力分析摘要：由于联轴器找正不好导致轴线间的角向不对中，从而使膜片内产生交变应力引起疲劳损坏。
本文对六孔束腰形膜片进行UG实体建模，从对膜片模拟施加应力进行有限元分析。
从分析结果可以看出：离心泵联轴器对中好坏可以直接影响膜片的实用寿命。
关键词：找正UG建模模拟1.引言膜片联轴器由两端轴、膜片组、中间轴和连接螺栓组成。
（图1）金属挠性膜片联轴器是一种以金属挠性元件来传递转矩而无需润滑的传动装置，其挠性元件是由一定数量的薄金属膜片叠合而成的膜片组。
它通过高强度合金膜片组产生弹性变形来实现联轴器的挠性传动, 利用膜片的柔性来吸收输入输出轴间的相对位移。
联轴器在机泵中的作用是传递扭矩和力，所以联轴器对中的好坏将直接影响膜片的使用寿命。
在炼化企业中，离心泵膜片工作状态的好坏直接影响到机泵的振动。
当膜片变形严重，失去正常传递扭矩和力的作用后，机泵会因此出现振动增加，继而引起密封泄漏直至发生火灾爆炸等严重事故。
本文以六孔束腰形膜片为例，通过对传动扭矩和力的加载，进行UG建模有限元分析处理，直观的展示在工作状态中膜片的应力分析。
为我们在工作中重视联轴器对中质量提供参考依据。
图12.不对中的形式及引起的力矩2.1不对中形式膜片联轴器对中结果不外乎如下几种基本类型: 角向( 两轴中心线成一定角度交于两轴端之间的中点) 、横向( 两轴中心线平行偏移) ，而横向位移不对中可以转化为角不对中。
旋转轴系运行时出现的实际偏移往往是以上任意2种不对中的组合。
当膜片联轴器旋转时, 其角向偏移将产生交变应力, 每旋转一周循环交变一次。
膜片动应力将导致膜片和螺栓的疲劳破坏, 因而准确地计算动静复合应力, 是预测膜片联轴器寿命、保证膜片联轴器可靠工作的关键。
膜片作为膜片联轴器的关键弹性元件,在工作中的受力状态较为复杂，而主要的失效原因为不对中，本文研究限于分析膜片在单独承受某一种载荷时的应力分布情况,所以本文只以角不对中为例进行分析。
轴所受的载荷类型与载荷所产生的应力类型
轴所受的载荷类型与载荷所产生的应力类型1. 引言在咱们的日常里，轴可是个大明星，它默默无闻地支撑着各种机器。
但是，你知道轴是怎么承受力量的吗？这些力量又是如何转化为我们肉眼看不见的“应力”吗？别急，今天我们就来聊聊这个让人又爱又恨的话题——轴所受的载荷类型与载荷所产生的应力类型。
2. 什么是载荷类型？我们要搞清楚什么是载荷类型。
简单来说，就是那些给轴上施加的力量。
这些力量可能是来自机器的运转，也可能是来自外界的环境。
比如，当咱们骑自行车的时候，自行车的轮子就会转动，这时候就有一个力在轴上产生。
再比如，当咱们用电脑的时候，键盘和鼠标都会对轴产生压力，这也是一个力的作用。
3. 载荷类型有哪些？载荷类型可多了去了。
比如说，有重力、离心力、摩擦力、冲击力等等。
这些力量大小不一，作用方式也各不相同。
有的直接作用于轴，有的则通过其他部件间接作用。
比如，当咱们跑步时，脚下的地面就是一个很大的摩擦力，它让咱们跑得更快；而当汽车刹车时，轮胎和地面之间的摩擦就变成了一个阻力，让车子停下来。
4. 载荷类型与应力的关系知道了载荷类型后，咱们再来说说它们与应力之间的关系。
应力其实就是物体内部的一种“紧张”状态，它的大小和方向都反映了物体受力的情况。
比如，当咱们用锤子敲打木头时，木头就会变形，这就是一种应力。
而这种变形的程度，就是我们常说的“应力”。
5. 如何测量应力？测量应力的方法有很多，最常见的就是使用应变计。
当物体受力时，它的某些部分会发生形变，而这些形变的大小和方向就可以反映应力的大小和方向。
比如，当咱们用尺子量物体的长度时，如果物体发生了形变，那么这个长度的变化就可以告诉我们应力的大小。
6. 如何减小应力？减小应力其实很简单，只要我们合理设计轴的结构，减少不必要的应力就可以了。
比如，我们可以在轴的设计中加入一些减震器或者弹簧，这样就能有效地吸收或分散掉一部分应力。
这需要一定的专业知识，所以咱们平时还是少动不动去拆修东西比较好。
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。
紧固件载荷分布计算方法及结构疲劳寿命预测
（３） （４）
( ) Ｃ ＝（ｔ１２＋Ｄｔ２）ａ
ｂ ｎ
１＋ １ ＋１ ＋ １ ｔ１Ｅ１ ｎｔ２Ｅ２ ２ｔ１Ｅｆ ２ｎｔ２Ｅｆ
（５）
Ｋ（ＨｕｔｈＳｃｈｗａｒｍａｎ）
式中：ｎ、ａ和 ｂ为常数，取值如表 １所示。
从半经验公式可以看出：所有的半经验公式都考虑了板
材料弹性模量、板尺寸、紧固件直径和紧固件材料等因素的
第 ４２卷 第 ６期
兵器装备工程学报
２０２１年 ６月
【基础理论与应用研究】
ｄｏｉ：１０．１１８０９／ｂｑｚｂｇｃｘｂ２０２１．０６．０２６
紧固件载荷分布计算方法及 结构疲劳寿命预测
邓 强，赵维涛
（沈阳航空航天大学 航空宇航学院，沈阳 １１０１３６）
摘要：采用非三维有限元模型求解紧固件载荷分布，相比三维有限元模型建模简单，具有较高的计算效率；计算出的
件直径。 Ｓｗｉｆｔ半经验公式［１８］为
( ) Ｃ
＝ ５ ＋０．８ ＤＥｆ
１ ｔ１Ｅ１
＋１ ｔ２Ｅ２
Ｋ（ｓｗｉｆｔ）
＝
１ Ｃ
Ｇｒｕｍｍａｎ半经验公式［１９］为
( ) Ｃ
＝（ｔ１Ｅ＋ｆＤｔ３２）２
＋３．７
１ ｔ１Ｅ１
＋１ ｔ２Ｅ２
Ｋ（Ｇｒｕｍｍａｎ）
＝
１ Ｃ
ＨｕｔｈＳｃｈｗａｒｍａｎ半经验公式［１１］为
针对非三维实体有限元建模方法，本文依托 ＡＢＡＱＵＳ软 件，采用 ２种非三维实体紧固件有限元模型，并对紧固件载
２ 半经验公式
荷分布进行了研究分析，并通过与试验数据和实际工程案例 对比，验证了紧固件有限元模型的有效性和高效性。
紧固件刚度在 载 荷 分 布、强 度 校 核 以 及 疲 劳 分 析 时，都 是极其重 要 的 影 响 因 素。 Ｓｉｄｄａｂａｔｈｕｎｉ［１０］的 研 究 结 果 表 明：
循环热-机械载荷下螺栓法兰结构的安定性分析
０ 引 言
化 ， 通 常承 受 循 环 热 一机 械 载 荷 作 用。Ｐｉ 其 ａ 。 分析 了循环 载荷下影 响螺栓 滑移 的因 素； Ｆｒ ｉ ｅａ ｊ ｎ 提 出循环载荷下螺纹连接 的寿命 预 测方 法 ；ｏ ｎ Ｋｒ ｉ 研究 了循 环拉 伸载 荷下 的力学 行 为 ；ｅｎｖ ｉｓ Ｌｏａｉｕ等 探讨 了循 环 弯 曲载 荷 下 螺 ｇ
能， 且不 随温 度改 变 。
（） ３ 由计 算 所 取 节 点 的残 余 应 力 分 量 ： ＝ ｒ ｏ
ｒ ｉ ｏ ／ 并进一步计算 Ｍ ｓ 等效残余应 ｏ Ｐ— 咸 ， Ｅ ｒ ｉｓ ｅ
力：
ＣＶ ＰＴ
循环热 一机械载荷下螺栓法兰结构的安定性分析
Ｖ Ｗ ． ｏ ０ ２ ｏ ９ Ｎ ７２ １
栓 的 １ ２ 法 兰 的 １ １ ， 图 １ 示 。螺栓 法 兰结 ／， ／２ 如 所
构 的几何 参 数如表 １ 示 。 所
基于 Ｍ ｌ ｅａ 限安 定定理 ： ｎ下
Ｍａ ｕ ｘ：
ｓｔｆ ．．［
（ ｐ（ ］ ，）＋ ） ≤
（ ∈Ｖ Ｖ ） （） １ （ ∈ Ｖ ） （） ２
ｃ ａ ｉ ｌｏ ｄｎ ｓ ａ ｓａ ｈ ｄｂ ｎｔ ｅｅ ｎ ｏ ｗ ｒ Ｂ Ｑ Ｓ Ｔ ｅｅ ｅｔ ｆ ｔ ａ ｐｏ ｅｔ ｓ ｈ ｎｃ ａ ｉｇ ｓｒ ｅｒ ｅ ｙｆ ｉ ｌ ａｌ ｗ ｅ ｃ ｉ ｅ ｍｅｔｓｆ ａｅＡ Ａ Ｕ ． ｆ ｃ ｏ ｅ ｌ ｒｐｒｅ ， ｔ ｈ ｍａ ｒ ｉ ｉ
ｄ ｓｇ ｆｔ ｅ ｂ ｌ ｌａ ｅ ｓｒ ｃｕ ｅ ｕｎ ｅ ｙ ｌ ｅ ｍａ ｎｄ ｃ ｎ ｔ ｎ ｃ ａ ｉａ ｏ ｄｉｇ ． ｅ ｉｎ ｏ ｈ ｏｔ—ｆ ｎｇ ｔｕ ｔ ｒ ｄ ｒｃ ｃｅ ｔ ｒ ｌａ ｏ ｓａ ｔｍｅ ｈ ｃ ｌｌａ ｎ ｓ ｈ ｎ Ｋｅ ｗｏ ｄｓ ｓ ａ ｅ ｗｎ； ｏ ｔ ｆａ ｇ ｔ ｅ ｍｏ—ｍｅ ｈ ｉ ａ ｏ ｄ ｎ ｓ ｙ ｒ ： ｈ ｋ ｄｏ ｂ ｌ； ｎ ｅ；ｈ ｒ ｌ ｃ ａ ｃ ｌｌａ ｉ ｇ ｎ
螺栓应力集中位置
螺栓应力集中位置全文共四篇示例，供读者参考第一篇示例：我们先来了解一下什么是螺栓应力集中位置。
螺栓应力集中位置指的是在螺栓周围产生应力集中的区域，这是由于螺栓与被连接件之间的形状不匹配或者受到外力作用而产生的。
应力集中会导致螺栓断裂或者变形，从而影响机械设备的运行和安全性。
影响螺栓应力集中位置的因素有很多，主要包括以下几个方面：1. 螺栓预紧力不均匀：螺栓在安装时受到的预紧力不均匀，会导致螺栓在受力时产生应力集中现象。
2. 螺栓长度不足：如果螺栓长度不足，无法完全穿透被连接件，会导致连接件之间存在间隙，使得螺栓承受更大的应力。
3. 螺栓表面质量不良：螺栓表面存在磨损、裂纹等缺陷，会降低其承受能力，容易产生应力集中。
4. 螺栓材料选择不当：螺栓的材料强度不足或者选择错误，也会导致螺栓在受力时发生应力集中。
为了预防螺栓应力集中现象，我们可以采取以下几种措施：1. 合理设计螺栓连接结构：在设计螺栓连接结构时，应考虑螺栓与被连接件之间的形状匹配度，避免出现应力集中现象。
2. 均匀施加预紧力：在安装螺栓时，应均匀施加预紧力，避免螺栓受力不均匀而产生应力集中。
3. 选择合适的螺栓材料：在选择螺栓材料时，应根据实际使用环境和要求选择合适的材料，以确保螺栓能够承受相应的载荷。
4. 定期检查螺栓连接：定期检查螺栓连接的状态，及时发现问题并采取维护措施，可以有效预防螺栓应力集中现象的发生。
螺栓应力集中位置是影响螺栓连接稳定性和使用寿命的重要因素，我们在使用和设计螺栓连接时应该引起足够的重视。
通过合理设计、合理安装和定期检查，可以有效预防螺栓应力集中现象的发生，确保机械设备的安全运行。
希望本文可以对读者有所帮助，谢谢！第二篇示例：螺栓是一种用于连接两个或多个零部件的机械元件，常用于机械设备、汽车、船舶等领域。
螺栓在连接过程中承受着拉伸力、剪切力和扭矩等不同类型的载荷，因此螺栓的设计和安装必须符合一定的规范和标准，以确保连接的可靠性和安全性。
螺纹连接件应力分析
螺纹联接件应力分析美国ANSYS股份有限公司上海代表处•在工程、机械结构中螺栓--螺母联接是一种常用的紧固方式。
零件很小，但受力情况比较复杂。
为了能得到比较实用的结果，先按如下过程分二步进行应力分析。
•一、整体分析•包含对螺栓、螺母、夹板及相互之间的接触分析。
模型规模较大，为了减少计算工作量，不考虑工件各处的圆角，另外略去螺母两端的过度圈，加载时先让其产生预紧拉力，再拧动螺栓，使其与实际受力，相对位移情况相同。
•具体计算条件如下：• 1. 螺纹直径5mm,螺距0.5mm，三角形螺纹。
• 2. 紧固板厚4mm。
• 3. 有效接触圈数7圈。
• 4. 紧固扭距720N-mm。
• 5. 所有接触面间摩擦系数0.15.•具体模型的螺栓应力\位移,接触面间的压力,螺母,中间板的应力见图2～图6.•由于单元划分较粗,螺纹底部的应力集中没有反映出来,因此应力数值偏低•二、细节分析–取出螺栓的一个径向切面进行细节分析，根据整体分析得到的螺栓中的拉应力和接触面压力来确定径向切片点上的压力。
在螺纹底部，若不考虑圆角，则在相同的载荷情况下，应力与单元划分的大小密切相关。
从弹性力学的观点看，该点是一个应力奇点。
理论应力无限大，实际情况并否如此。
因总有刀具圆角存在，圆角的大小决定了该点的应力集中系数。
先取刀具圆角为0.01mm 进行计算，为了得到比较可靠的结果，对圆角圆弧线分别以２,4,6,8,10,12等分，再划分单元，图７，图８表示单元划分情况，图９表示圆弧中点应力随等分数的变化，可看到在１０等分、１２等分时最大应力结果以基本不变，最后以１２等分时的结果为准。
•具体计算时再分二种情况–１. 螺母厚度４mm、有效螺牙７圈，–计算结果见图１０,１１,１２；– 2. 螺母厚度３mm。
有效螺牙５圈，–计算结果见图１３，１４。
图1 螺栓几何模型图 2 螺栓中的应力图 3 螺栓位移图 4 接触面上的压力图 5 中间夹板应力图 6 螺母中应力图7 单元及载荷图8 逐步细分单元图图9 圆角中点应力与等分数的关系图10 轴向应力(t=4)图11 轴向应力径向分布曲线(t = 4)图12 Mises 应力分布(t = 4)图13 轴向应力径向分布曲线(t = 3)图14 Mises 应力分布(t = 3)。
螺栓的应力分析
柴油机缸盖螺栓的应力分析摘要：结合大功率柴油机性能强化的数值计算，在考虑螺纹的基础上建立了气缸盖螺栓的CAD装配体模型；并采用接触分析法对螺栓的应力应变进行了三维有限元计算.对螺栓的疲劳强度进行了校核。
分析结果表明•螺纹受力仍处于弹性变化范围.可采用转角法进一步拧紧。
关键词：螺栓疲劳强度有限元分析转角法弓言：缸盖螺栓是在循环交变应力条件下工作的.是发动机零件强度要求最高的螺栓之一。
螺栓虽小.但由于其儿何形状和载荷条件十分复杂.目前国内对螺栓工作时的应力应变状态的研究还不够。
本文针对螺纹联接件的特点，以潍柴6160型柴油机提升功率为例.对缸盖螺栓的疲劳强度进行了有限元计算校核, 以此来探讨高强度螺栓的计算分析方法，研究螺栓的疲劳应力应变状态。
计算基于以下条件：发动机提升功率后的缸内气体爆发压力由11MPa提高到13MPO：螺栓预紧力矩:丁=650N・m.螺栓规格与材料性能:M27X2、10.9级高强度螺栓, 材料45Cr,抗拉强度o b=1000MPd,屈服极限。
9= 835MPa,公称应力截面积As= 459.2mm2o 疲劳极限。
一1=330MPo。
图1螺栓装配及螺栓联接受力分配图1螺栓预紧力的计算缸盖螺栓的装配见图1所示。
拧紧力矩T使螺栓和被连接件之间产生预紧力Q“拧紧力矩T 等于螺旋副间的摩擦力矩「和螺母环形端而与被连接件支承而间的摩擦阻力矩丁2之和.即T=T I+T2O 螺旋副间的摩擦力矩Ti=Qp • d2/w • tg (P + X),螺母与支承而之间摩擦阻力矩T.= U・ Q P/3 • ( Do3)/( DoA由此可得螺栓预紧力6的计算方法如下：Q P= 2Td^tg( P + X) +0.667 U Do3— do3Do2— do2由此公式可以计算得出缸盖螺拴的预紧力Q P= 126454 No2疲劳强度计算大量实践统计表明.承受交变载荷的螺栓联接80%以上为疲劳破坏［1］。
而缸盖螺栓是在气体爆压等变应力条件下工作的.因此要精确校核其强度必须采用疲劳应力校核。
螺栓应力集中位置-概述说明以及解释
螺栓应力集中位置-概述说明以及解释1.引言1.1 概述螺栓是一种常用的紧固件，在许多机械设备和结构中起着至关重要的作用。
然而，由于其特殊的形状和工作环境的限制，螺栓在承受负荷时存在应力集中现象，这可能会导致螺栓的疲劳破坏和失效。
因此，深入研究螺栓应力集中位置的问题对于提高螺栓的可靠性和使用寿命具有重要意义。
本文旨在探讨螺栓应力集中位置的定义、影响因素以及减轻螺栓应力集中位置的方法，并通过分析现有研究成果和实际案例，总结出一些有效的解决方案和建议。
首先，我们将对螺栓应力集中位置进行准确的定义，明确该概念在工程领域的含义和作用。
然后，我们将详细介绍影响螺栓应力集中位置的因素，包括螺栓的材料性能、结构设计、装配过程等因素，并分析它们对螺栓应力分布的影响。
在此基础上，我们将提出一些可以减轻螺栓应力集中位置的方法和技术，如优化螺栓槽口设计、采用弹性垫片、提高螺栓预紧力等。
这些方法的有效性将通过实验和实际案例进行验证和论证。
最后，我们将对全文进行总结，总结出本文的主要内容和研究成果，并探讨这些成果对于相关工程领域的意义。
同时，我们还将展望未来可能的研究方向和改进空间，以进一步完善和丰富对螺栓应力集中位置的理解和应用。
通过对螺栓应力集中位置的深入研究，我们将为螺栓的设计和使用提供重要的参考和指导，进一步提高螺栓的可靠性和使用寿命，为工程实践中螺栓连接的安全性和稳定性做出贡献。
1.2 文章结构2. 正文2.1 螺栓应力集中位置的定义螺栓应力集中位置是指在螺栓连接中，由于设计或制造上的因素，导致螺栓所受应力不均匀分布而集中在某个或某些特定位置的现象。
这些集中位置对于螺栓的强度和可靠性都具有重要影响，并可能引发螺栓的破坏和松动。
2.2 影响螺栓应力集中位置的因素螺栓应力集中位置的形成取决于多种因素，包括以下几个方面：a) 螺栓连接设计：螺栓连接的设计参数直接影响螺栓应力集中位置的形成。
例如，连接件的几何形状、螺栓预紧力的大小、连接件的刚度等都会对螺栓应力分布产生影响。
螺栓及其预紧力对大型转盘轴承接触载荷分布的影响
兰
二 Ｚ 轴承 ２０１６年１期
ＣＮ４１ — １１４８／ＴＨ Ｂｅａｒｉｎｇ ２０１６ ，Ｎｏ．１
．．Ｉ试 验 与 分 析
螺 栓 及 其 预 紧 力对 大 型 转 盘 轴 承 接 触 载 荷 分布 的影 响
王存 珠 ，陈观 慈，李 肖杰 ，温戈
（昆明理Ｓ－大学 机 电Ｓ－程学院，昆明 ６５０５００）
王存珠 ，等 ：螺 栓及 其预紧力对大型转盘轴承接触载荷分 布的影响外 学 者 对 大 型 转 盘 轴 承 力 学 性 能 做 了诸 多研 究 。文 献 ［５］不 考 虑 轴 承 支 承 结 构 和 套 圈变 形 ，建 立 了 双排 四点 接 触 球 转 盘 轴 承 的 载 荷 分布 与接 触 角 分 布 模 型 ，讨 论 了轴 承 几 何 参 数 对 轴承 承载 能 力 的影 响 ，为更 好 地 选 择 和 设 计 双 排 四点接触球转盘轴承提供 了依据。文献 ［６］采 用 非线性 弹簧 模 拟 钢 球 一沟道 接 触 ，在 螺 栓 与构 件 接触 区施 加 等 效 均 匀 压 力 模 拟 螺 栓 预 紧力 ，对 转 盘轴 承 的有 限元 模 型 进 行 了 简 化 ，通 过 理 论 和 经 验公 式验 证 了该 模 型 的正 确 性 ，并 且 利 用 此 模 型分 析 了螺 栓 预 紧 力 对 转 盘 轴 承 载 荷 分 布 的影 响 。文献 ［７］利 用 ＡＮＳＹＳ Ｗｏｒｋｂｅｎｃｈ软 件对 变 桨 轴 承进行 了三 维 建 模 ，并 对 其 进 行 了静 态 接 触 力
第5章 螺纹连接和螺旋传动 作业题 答案(2011.12)
第五章螺纹连接和螺旋传动作业一、选择题1、当螺纹公称直径、牙型角、螺纹线数相同时，细牙螺纹的自锁性能比粗牙螺纹的自锁性能A 。
A. 好B. 差C. 相同D. 不一定2、用于连接的螺纹牙型为三角形，这是因为三角形螺纹 A 。
A. 牙根强度高，自锁性能好B. 传动效率高C. 防振性能好D. 自锁性能差3、若螺纹的直径和螺旋副的摩擦系数一定，则拧紧螺母时的效率取决于螺纹的 B 。
A. 螺距和牙型角B. 升角和头数C. 导程和牙形斜角D. 螺距和升角4、对于连接用螺纹，主要要求连接可靠，自锁性能好，故常选用 A 。
A. 升角小，单线三角形螺纹B. 升角大，双线三角形螺纹C. 升角小，单线梯形螺纹D. 升角大，双线矩形螺纹5、用于薄壁零件连接的螺纹，应采用 A 。
A. 三角形细牙螺纹B. 梯形螺纹C. 锯齿形螺纹D. 多线的三角形粗牙螺纹6、若要提高受轴向变载荷作用的紧螺栓的疲劳强度，则可 B 。
A、在被连接件间加橡胶垫片B、增大螺栓长度C、采用精制螺栓D、加防松装置7、计算紧螺栓连接的拉伸强度时，考虑到拉伸与扭转的复合作用，应将拉伸载荷增加到原来的 B 倍。
A. 1.1B. 1.3C. 1.25D. 0.38、采用普通螺栓连接的凸缘联轴器，在传递转矩时， D 。
A. 螺栓的横截面受剪切B. 螺栓与螺栓孔配合面受挤压C. 螺栓同时受剪切与挤压D. 螺栓受拉伸与扭转作用9、在下列四种具有相同公称直径和螺距，并采用相同配对材料的传动螺旋副中，传动效率最高的是C 。
A. 单线矩形螺旋副B. 单线梯形螺旋副C. 双线矩形螺旋副D. 双线梯形螺旋副10、在螺栓连接中，有时在一个螺栓上采用双螺母，其目的是 C 。
A. 提高强度B. 提高刚度C. 防松D. 减小每圈螺纹牙上的受力11、在同一螺栓组中，螺栓的材料、直径和长度均应相同，这是为了 B 。
A. 受力均匀B. 便于装配.C. 外形美观D. 降低成本12、当铰制孔用螺栓组连接承受横向载荷或旋转力矩时，该螺栓组中的螺栓 D 。
机械设计基础-螺栓组连接的结构设计和应力分析
总设计思路：螺栓组结构设计（布局、数目）→螺栓组受力分析（载荷类型、状态、形式）→求单个螺栓的最大工作载荷（判断那个最大）→按最大载荷的单个螺栓设计（求d1—标准）→全组采用同样尺寸螺栓（互换目的）
（一）螺栓组的结构设计
1．从加工看，联接接合面的几何形状尽量简单，从而保证联接接合面受力比较均匀。
2．受力矩作用的螺栓组，布置螺栓应尽量远离对称轴，同一圆周上螺栓的数目，应采用4、6、8等偶数，以便于在圆周上钻孔时的分度和画线。
3．应使螺栓受力合理，对于普通螺栓在同时承受轴向载荷和较大横向载荷时，应采用销、套筒、键等抗剪零件来承受横向载荷，以减小螺栓预紧力及其结构尺寸。
4．螺栓的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。扳手空间的尺寸可查阅有关标准。
实际使用中螺栓组联接所受的载荷是以上四种简单受力状态的不同组合。计算时只要分别计算出螺栓组在这些简单受力状态下每个螺栓的工作载荷，然后按向量叠加起来，便得到每个螺栓的总工作载荷。再对受力最大的螺栓进行强度计算即可。
教学方法：多媒体教学，结合工程实际分组讨论
课程作业或思考题：
1、螺栓组联接受力分析中，联接受什么载荷？采用什么螺栓时，螺栓只受预紧力F′？联接受何种载荷时，螺栓同时受到预紧力F′和工作载荷F？
（二）螺栓组联接的受力分析
前提（假设）：①被联接件不变形、为刚性，只有地基变形。②各螺栓材料、尺寸，拧紧力均相同③受力后材料变形（应变）在弹性范围内。④两心重合，受力后其接缝面仍保持平面两心——接合面形心；螺栓组形心
1、受轴向载荷螺栓组联接，如汽缸螺栓
特点：只能用普通螺栓，有间隙，外载/螺栓轴线，螺栓杆受P拉伸作用。
高强度螺栓螺纹根部应力集中的有限元分析
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图 !" 有限元模型" " 图 #" 螺纹部分单元局部细化
#" 计算方法
由文献 ［#］ 可知， 标准普通三角形螺纹的螺 纹根部圆角半径 !#$% !#& "， 其中 " 为螺距。对于 标准 ’&( 粗牙螺栓， " ) &% &**， ! #$% (++**。因 此， 分别取螺纹根部圆角半径 ! ) $% (, 、 $% -( 、 $% +! 、 $% +( 、 $% ,$ 、 $% ,& 、 !% $$ 、 !% $&** 进行有限元计 算。 对于螺纹深度 # 和螺距 "， 在保证螺纹基本牙 形和其它螺纹参数不变的情况下， 分别取螺纹深 度 # ) .% -,!**、 .% ((&**、 .% &.,**、 .% /!/**， 螺距 " ) &**、 &% &**、 (**、 (% &**， 对每一螺纹 深度 # 和螺距 " 又取多个半径值进行有限元计 算。
螺栓连接应力分布规律
螺栓连接应力分布规律
螺栓连接是机械结构中常见的连接方式，其稳定性和可靠性直接影响着整个结构的安全性。
在螺栓连接中，螺栓的应力分布规律是一个重要的研究课题。
了解螺栓连接的应力分布规律对于设计和使用具有重要意义。
首先，我们来看一下螺栓连接中的应力分布规律。
在正常工作状态下，螺栓连接受到的载荷会引起螺栓上产生应力。
一般来说，螺栓连接中的应力分布是不均匀的，主要集中在螺纹部分和螺栓头部。
螺栓头部受到的应力通常是轴向拉力，而螺纹部分则承受着剪切力和挤压力。
由于应力的不均匀分布，螺栓连接可能会出现应力集中现象，这可能导致螺栓的疲劳破坏。
其次，影响螺栓连接应力分布的因素有很多。
螺栓的材料、直径、螺纹类型、紧固力以及受力情况都会对应力分布产生影响。
此外，螺栓连接的预紧力也是影响应力分布的重要因素。
适当的预紧力可以减小螺栓连接中的应力集中现象，提高其承载能力和使用寿命。
最后，为了减小螺栓连接中的应力集中现象，我们可以采取一
些措施。
例如，选择合适的螺栓材料和规格、合理设计螺栓连接的
结构、采用适当的紧固方法以及定期检查螺栓连接的状态等。
此外，还可以通过使用垫圈、弹簧垫圈等附件来分散应力，减小应力集中。
总之，了解螺栓连接中的应力分布规律对于确保螺栓连接的安
全可靠性至关重要。
只有深入研究螺栓连接的应力分布规律，合理
设计和使用螺栓连接，才能保证结构的稳定性和可靠性。
YL12型凸缘联轴器上连接螺栓的可靠性设计
YL12型凸缘联轴器上连接螺栓的可靠性设计联轴器是机器传动中常用的部件。
它主要用来联接轴与轴（或轴与其它回转零件），以传递运动与转矩。
凸缘联轴器是把两个带有凸缘的半联轴器用键分别与两轴联接，然后用螺栓把两个半联轴器联成一体，以传递运动和转矩。
为保证凸缘联轴器的正常工作，现就连接两半联轴器的螺栓可靠性设计。
1 螺栓的受力分析设分布在凸缘联轴器上所有的螺栓材料、直径、长度、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。
螺栓在联接装配时，螺母需拧紧，在拧紧力矩的作用下，螺栓除受预紧力F的拉伸而产生拉伸应力外，还受螺纹摩擦力矩T 的扭转而产生扭转切应力，使螺栓处于拉伸与扭转的复合应力状态下。
联轴器在正常工作时，转矩T作用在联接接合面内，采用螺栓杆与孔壁间留有间隙的普通螺栓联接时，主要靠联接预紧后在接合面间产生的摩擦力矩来抵抗转矩T。
2 失效模式分析基于以上对螺栓的受力分析，螺栓在工作过程中可能会在复1/ 4合应力下发生断裂现象。
但对于M10-M64 普通螺纹的钢制螺栓联接，在拧紧时虽然同时承受拉伸和扭转的联合作用，但在计算时可以只按拉伸强度计算。
3 对YL12凸缘联轴器上连接螺栓的设计过程YL12凸缘联轴器(如图所示)，用六个普通螺栓联接，螺栓分布在D=100mm的圆周上，若联轴器传递转矩T=1500N.m，螺栓用45号钢，联轴器本体材料用A3钢，设计可靠度R=0.999时的螺栓杆径尺寸。
3.1 常规设计选螺栓性能等级为4.6级，可查得：σS=240Mpa取S=1.5，f=0.16，KS=1.2，得（1）因为F′f≥KS R（2）所以（3）（4）式中：S——螺纹连接安全系数f——接合面的摩擦系数KS——防滑系数，KS=1.1~1.3F′——螺栓预紧力，单位Nd1——螺栓危险截面的直径，单位mm2/ 4[σ]——螺栓材料的许用拉应力，单位为Mpa按强度要求d1≥14.573，选取M16螺栓。
轴所受的载荷类型与载荷所产生的应力类型
轴所受的载荷类型与载荷所产生的应力类型朋友们！今天咱们聊聊那些让人头疼的问题——轴到底怎么受的？是突然被什么重物压扁了，还是像弹簧一样蹦跳不停？别急，让我来给你们揭开这个谜团。
得说说轴是怎么工作的。
想象一下，它就像是一根笔直的小棍子，稳稳地立在机器里。
轴啊，它可不是光杆司令，它得承受来自四面八方的压力。
比如说，当你的机器要转起来的时候，轴承那儿就热闹起来啦。
轴得稳稳当当的，不能晃悠，不然机器就会“哐啷哐啷”地乱响。
那么轴受到的载荷类型有哪些呢？这可多了去了！比如，你手上拿着的东西，那叫一个沉甸甸的。
轴呢，也得扛得住这种重量，不然机器就得罢工。
有时候轴还得抗住风力、水力这些无形的压力。
说到轴产生的应力类型，那可真是五花八门。
想象一下，轴就像是一个弹簧，有时候你得给它点压力，让它弹回去；有时候又得让它放松，别绷得太紧。
这就是所谓的交变应力，轴得能承受得住。
轴还得防着那些突然的冲击力，比如突然有人跳起来踩到轴上，那种“砰”的一声，轴都得稳稳当当的才行。
现在，咱们来说说轴怎么应对这些挑战。
轴啊，它可不是吃素的，它有自己的一套本领。
比如，它得有弹性模量，这样才能在受到压力时变形，但变形后又能恢复原样。
轴还得有硬度和韧性，这样在面对冲击和振动时，才能稳如泰山。
咱们再说说轴的保护措施。
为了让轴更好地工作，人们可是下了不少功夫。
比如，给轴加上润滑油，这样摩擦就小了，轴就能更顺畅地转起来。
有些轴还会穿上“防护服”，比如橡胶套或者金属护套，这样就能更好地抵御外界的冲击和磨损。
朋友们，关于轴受到的载荷类型与载荷所产生的应力类型，今天就聊到这里。
下次咱们再一起探索轴的其他奥秘吧！。
螺栓应力集中位置
螺栓应力集中位置全文共四篇示例，供读者参考第一篇示例：螺栓应力集中位置是指螺栓在使用过程中受力最集中的地方。
螺栓是连接机械零部件的一种紧固件，主要用于将两个或多个零件连接在一起，并承受外部载荷。
但是在实际工程中，螺栓往往会因为受力过大或载荷方向不对而出现应力集中的情况，导致螺栓的强度下降甚至失效，因此螺栓应力集中位置的研究对于确保螺栓连接的可靠性至关重要。
螺栓在实际工程中通常用来连接零件，比如机械设备、汽车、航空航天器等。
在正常使用过程中，螺栓必须能够承受来自外部的各种载荷，比如拉伸载荷、剪切载荷、挤压载荷等。
当螺栓受到载荷作用时，会在螺纹处产生应力，而螺栓的强度取决于螺栓材料的性能以及受力情况。
如果螺栓的载荷过大或者受到频繁的振动，就可能导致螺栓的强度不足，从而出现螺栓断裂的情况。
螺栓应力集中位置主要有以下几个方面：1. 螺栓头部：螺栓头部是螺栓连接零件的关键部位，通常会受到较大的载荷，特别是在受到拉伸载荷的情况下，螺栓头部的应力会非常集中。
如果螺栓头部设计不合理或者受到外部碰撞等作用，容易导致螺栓的断裂。
2. 螺栓螺纹部位：螺栓的螺纹部位是螺栓受力最重要的地方之一，因为螺纹处是载荷传递的关键区域。
当螺栓承受拉伸载荷时，螺纹部位的应力会非常集中，容易导致螺纹处的疲劳断裂。
3. 螺栓与连接零件的接触面：螺栓与连接零件的接触面也是螺栓应力集中位置之一，因为这个地方承受的是剪切力，特别是在受到振动载荷时，接触面的应力会非常集中，容易导致螺栓松动或者断裂。
1. 合理设计螺栓连接结构：在选择螺栓连接时，需要根据具体的应用场景和载荷情况合理设计螺栓连接结构，避免出现应力集中的情况。
2. 使用合适的螺栓材料：螺栓的材料选择也是至关重要的，需要选择合适的材料来保证螺栓连接的强度和可靠性。
3. 定期检查螺栓连接：在实际使用过程中，需要定期检查螺栓连接的情况，特别是那些受到较大载荷的螺栓，及时发现并处理问题，避免螺栓应力集中位置导致的故障。
在螺栓中间位置略有减小并保持稳定,同时内外侧应力变化规律一致。
在螺栓中间位置略有减小并保持稳定，同时内外侧应力变化规律一致。
在螺栓的中间位置，应力略有减小并保持稳定，同时内外侧应力变化规律一致。
这是由于螺栓在受力过程中的变形和应力分布特性导致的。
首先，螺栓受到的力主要有拉力和剪力。
在受到拉力作用时，螺栓会发生拉伸变形，而在受到剪力作用时，螺栓会发生剪切变形。
在螺栓受到力的同时，螺栓自身的刚度会影响应力分布。
刚度越大的螺栓，其应力分布越均匀。
其次，螺纹连接是螺栓与螺母之间的连接方式，也是螺栓受力的分配途径。
螺栓连接的初始阶段是螺纹接触面之间的紧密接触，所以各个截面上的应力基本一致。
随着螺纹连接的发展，螺栓上的弯曲力变大，导致螺栓中间截面应力有所减小。
此外，螺纹连接还会引起螺栓的扭转变形。
螺栓扭转会导致螺栓表面产生剪应力，同时在螺纹处产生剪切平面和法线平面的剪应力。
这些剪应力沿螺栓的截面呈单调变化，最大值位于螺纹处，而中间位置的剪应力为零。
总的来说，在螺栓中间位置，由于受到拉力和剪力的影响较小，应力略有减小并保持稳定。
与此同时，内外侧应力变化规律一致，即应力分布相对均匀。
为了更好地理解螺栓受力和应力分布的规律，可以参考以下内容：1.《机械设计基础》（第4版），作者：郭广成、杨高飞等，清华大学出版社，2009年。
该书详细介绍了螺栓连接的受力和设计原理，并对螺栓中间位置的应力分布进行了解释。
2.《螺栓连接的设计与计算》（第2版），作者：李开生、樊喜芳，机械工业出版社，2011年。
该书系统介绍了螺栓连接的设计和计算方法，包括螺栓受力的分析和螺栓应力分布的计算。
3.《机械实用手册》（第3版），作者：晏光辉等，机械工业出版社，2013年。
该手册对螺栓的设计和使用提供了具体的工程实践经验。
值得注意的是，在进行螺栓设计和计算时，还需要考虑材料的强度、载荷和使用环境等因素。
因此，在实际应用中，还需要结合这些相关因素对螺栓设计进行综合分析和评估。