螺栓设计关键载荷分析(连杆螺栓) pdf
螺栓有效载荷计算公式
螺栓有效载荷计算公式
螺栓的有效载荷计算是工程设计中非常重要的一部分，它涉及到螺栓在承受载荷时的稳定性和安全性。
螺栓的有效载荷计算公式可以根据具体的工程要求和标准来确定，一般来说，螺栓的有效载荷计算公式包括以下几个方面：
1. 螺栓拉伸载荷计算：螺栓在承受拉伸载荷时，其有效载荷可以通过以下公式进行计算：
P = A σ。
其中，P为螺栓的拉伸载荷，A为螺栓的横截面积，σ为螺栓材料的屈服强度。
2. 螺栓剪切载荷计算：螺栓在承受剪切载荷时，其有效载荷可以通过以下公式进行计算：
P = A τ。
其中，P为螺栓的剪切载荷，A为螺栓的横截面积，τ为螺
栓材料的剪切强度。
3. 螺栓挤压载荷计算：螺栓在承受挤压载荷时，其有效载荷可以通过以下公式进行计算：
P = A σ。
其中，P为螺栓的挤压载荷，A为螺栓的横截面积，σ为螺栓材料的屈服强度。
在实际工程设计中，螺栓的有效载荷计算还需要考虑载荷的作用方式、螺栓的安装方式、工作环境的温度、腐蚀等因素，因此在进行计算时，需要综合考虑多种因素，确保螺栓在工程中能够安全可靠地承载载荷。
此外，还需要参考相关的国家标准和规范，以确保螺栓的有效载荷计算符合相应的要求。
连接学习目标1螺栓组联接的受力分析2螺栓组联接的结构设计3
学习目标：
1.螺栓组联接的受力分析 2.螺栓组联接的结构设计 3.螺纹联接件的材料
一、螺栓组联接的结构设计和受力分析
工程中螺栓成组使用，单个使用极少。因此，必须研究栓组设计和受力 分析，它是单个螺栓计算基础和前提条件。
（一）螺栓组联接的结构设计 要设计成轴对称的几何形状 螺栓的布置应使螺栓的受力合理 螺栓的布置应有合理的间距、边距 同一组螺栓联接中各螺栓的直径和材料均应相同 避免螺栓承受偏心载荷
（二）螺旋传动的结构及材料
1.螺母结构
整体螺母 组合螺母 对开螺母 这种螺母便于操作，一般用于车床溜板箱的螺旋 传动中 不能调整间隙，只能用在轻载且精度要求较低的 场合
2.螺杆结构
通常采用牙型为矩形、提醒或锯齿形的右旋螺纹。特殊情况下也采用 左旋螺纹。
3.材料
一般螺杆的选用原则如下：
高精度传动时多选碳素工具钢 需要较高硬度，可采用铬锰合金钢或者采用65Mn钢 一般情况下可用45、50钢
复习思考题
1．在常用的螺旋传动中，传动效率最高的螺纹是( )。 A .三角形螺纹 B. 梯形螺纹 C .锯齿形螺纹 D .矩形螺纹 2．当两个被联接件之一太厚，不宜制成通孔，且联接不需要经常拆 卸时，往往采用( )。 A 螺栓联接 B 螺钉联接 C 双头螺柱联接 D 紧定螺钉联接
3.两被联接件之一较厚，盲孔且经常拆卸时，常用（）。
a) 悬置螺母 b) 环槽螺母 c)内斜螺母 d)环槽内斜
2.减小螺栓的应力变化幅度
受变载荷作用的螺栓，其应力也在一定的幅度内变动，减小螺栓刚度或增大 被联接件刚度等皆可以使螺栓的应力变化幅度减小。
降低螺栓刚度 适当增加螺栓长度、减小螺栓光杆直径，也可以在螺母下装弹性元件 以降低螺栓刚度。
2螺栓组受力
例１、图示4个5.6 级M16的普通螺栓 固定在型号为25b 的标准槽钢上， 结合面摩擦系数 为μ＝0.4，所受载 荷为Ｐ＝16KN 问：联接是否可 靠？ 分析：载荷Ｐ简化到螺栓组几何形心，普通螺栓 联接受横向载荷和旋转力矩作用，失效形式为螺 栓被拉断或者发生滑移
解： 计算项目 １、受力分析
横向载荷
N 1000 900 800 700 600 500 400 300 200 100
F F2
F1
60°
F0
30° 45°
F1
45°
F F2 变形
例4 一钢板采用三个铰制孔螺栓联接,下列三个 方案哪个最好?
FL 2a
F 3
F 3
F 3 FL 2a
Fmax=F3=
FL 2a
+
F 3
F 3
FL 2a
旋转力矩
计算内容
计算结果
P 16KN
T 6800KNmm
P 16KN
T 6800KNmm
P V 4 KN 4
Fmax Tr1 r12 r22 r32 r42
Ｐ作用下单个 螺栓受力
Ｔ作用下单个 螺栓受力 螺栓承受最大 载荷（２、３ 螺栓）
V 4 KN
17.7 KN Fmax 17.7 KN
1、普通螺栓联接
F0 zm K s F
K s F F0 zm
2、铰制孔螺栓联接
每个螺栓所受工作剪力：
F F z
三、受旋转力矩的螺栓组联接 1、普通螺栓联接
力矩平衡条件： F0 ri K sT
i 1
z
所需预紧力： F0
K sT ri
i 1 z
连杆螺栓、螺母材料
连杆螺栓、螺母材料1)常用连杆螺栓、螺母材料见表3-8。
其中30CrMo、35CrMoA和38CrMoAlA仅用于重要的连杆螺栓。
螺栓和螺母应做调质处理，以获得良好的强度和韧性。
表3-8连杆螺栓、螺母常用材料2)机加工要求：连杆螺栓：①螺栓螺纹一般应采用2级（GB/T197—2003)公制细牙螺纹，表面粗糙度不高于Ra6.3μm,螺纹表面不得有毛刺、凹痕和碰伤。
②定位凸径可取H7/g6配合，圆度允差不低于GB/T1184—1996所规定的８级靖度，直线度不低于GB/T1184—1996所规定的7级精度。
③螺栓头部支承平面对其轴线的端面跳动允差不大于GB1184—1996的6级，表面粗糙度不高于Ｒa3.2μm。
④螺纹对其轴线的圆跳动允差不低于GB/T1184—1996所规定的6级精度⑤螺栓杆体外圆及各过渡圆角的表面粗糙度，不高于Ｒa3.2μm。
连杆螺母：①应采用相同的2级精度公制细牙螺纹，表面粗糙度为Ｒa6.3μm，不得有毛刺、凹痕、氧化皮或脱碳层。
②螺母支承面对其轴线的端面跳动允差不大于GB/T1184—1996的6级精度。
③螺母壁厚应均匀，壁厚差应小于0.5mm。
连杆螺栓应做磁粉探伤，探伤后应做退磁处理。
9.滑动轴承(1)滑动轴承瓦背材料对钢制薄壁瓦常采用08、10、15钢；对厚壁瓦常采用20、35钢。
(2) 轴承合金材料通常采用ChSnSbll-6锡基合金、5-0.6锑镁铝合金等。
载荷较小的轴承，也有采用ZCUSn5Pb5Zn5、ZCuSnlOPbl青铜的，并不另加瓦背。
(3)合金的金相组织ZCuSnSb１１-6合金的金相组织可参照内燃机“巴氏合金轴瓦金相检查标准”的规定进行检查。
5-0.6锑镁铝合金的金相组织应为硬质的AlSb和Mg3SB2的化合物，呈多面体均布于软质的7固溶基体中，不允许有大的针状锑化物和针状、星状铁化物出现，并且也不许有AlSb 的偏析。
(4) 轴承合金浇注为使合金层与瓦背紧密结合而不致脱落，通常采用离心浇注。
发动机连杆螺栓材料及热处理方法-概述说明以及解释
发动机连杆螺栓材料及热处理方法-概述说明以及解释1.引言1.1 概述引言部分的概述应该包括以下内容：发动机连杆螺栓是发动机中非常关键的部件之一，承受着极高的负荷和压力。
为了确保发动机的可靠性和性能，连杆螺栓的材料选择和热处理方法非常重要。
本文旨在探讨发动机连杆螺栓的材料选择和相关热处理方法，以提供相关领域研究人员和工程师们有关连杆螺栓性能和强度的重要信息。
在材料选择方面，螺栓材料的选择要点是本文研究的首要问题之一。
不同材料的物理和机械性能对连杆螺栓的承载能力和耐用性起着重要作用。
通过分析螺栓材料的特性和性能指标，可以指导工程师们在设计和选择连杆螺栓材料时做出合理的决策。
同时，本文还将重点介绍发动机连杆螺栓的热处理方法。
热处理是提高连杆螺栓强度和耐久性的关键措施之一。
通过热处理，可以改善螺栓的晶体结构，提高其材料的硬度和强度。
常用的热处理方法将会在本文中详细介绍，并探讨其优缺点以及适用范围。
通过深入研究和分析连杆螺栓材料选择和热处理方法的重要性，可以为工程师们提供宝贵的指导和建议，以确保发动机的正常运行和长期可靠性。
最后，本文还将讨论材料选择和热处理方法的发展方向，探索未来可能的创新和改进。
这将有助于提高连杆螺栓材料和热处理方法的性能和效果，以应对日益复杂和严苛的发动机工作环境和要求。
通过对发动机连杆螺栓材料及热处理方法的全面研究和分析，本文的目的是为相关领域的研究人员和工程师们提供有关连杆螺栓材料和热处理方法的重要信息和指导，以推动连杆螺栓技术的进步和发展。
1.2文章结构文章结构部分的内容可以包括以下内容：文章结构:本文主要分为引言、正文和结论三个部分。
引言部分包括概述、文章结构和目的，用于介绍本文的主要内容和目的。
正文部分包括发动机连杆螺栓材料和热处理方法两个主要部分，详细探讨了螺栓材料的选择要点和性能要求，以及常用的热处理方法。
结论部分总结了材料选择和热处理方法的重要性，并提出了可能的未来发展方向。
螺栓轴向载荷计算
螺栓轴向载荷计算
螺栓轴向载荷的计算可以通过以下步骤进行：
1、确定螺栓所受的剪切力：剪切力F = P / n，其中P 是作用在连接件上的轴向力，n 是连接件与螺栓的接触面数。
2、计算螺栓所需的有效直径：有效直径d_e = sqrt(4F / π[τ])，其中[τ] 是螺栓材料的许用剪切应力。
3、根据有效直径，选择标准直径相近的螺栓，并确定螺栓的公称直径d 和螺距p。
4、计算螺栓的危险截面面积：A = π*(d - 1.0825*p)^2 / 4。
5、计算螺栓的轴向载荷：W_l = A * [σ]，其中[σ] 是螺栓材料的许用拉应力。
请注意，上述计算是基于理想条件下的简化模型，实际应用中可能需要考虑更多的因素，如螺栓的预紧力、连接件的刚度、工作环境等。
螺栓组受力
螺栓组受力螺纹联接设计：螺栓组联接的受力分析螺栓联接多为成组使用，设计时，常根据被联接件的结构和联接的载荷来确定联接的传力方式、螺栓的数目和布置。
螺栓组联接受力分析的任务是求出联接中各螺栓受力的大小，特别是其中受力最大的螺栓及其载荷。
分析时，通常做以下假设：①被联接件为刚性；②各螺栓的拉伸刚度或剪切刚度（即各螺栓的材料、直径和长度）及预紧力都相同；③螺栓的应变没有超出弹性范围。
下面介绍几种典型螺栓组受力分析的方法。
1. 受轴向力Fz的螺栓组联接图15.5所示为气缸盖螺栓组联接，其载荷通过螺栓组形心，因此各螺栓分担的工作载荷F相等。
设螺栓数目为z，则F=Fz/z (15-19)此外螺栓还受预紧力，其总拉力的求法见本章第15.2.1节。
2. 受横向载荷FR的螺栓组联接图15.10为受横向力的螺栓组联接，螺栓沿载荷方向布置，载荷可通过两种不同方式传递。
图15.10(1) 用受拉螺栓联接螺栓只受预紧力F` ，靠接合面间的摩擦来传递载荷。
假设各螺栓联接接合面的摩擦力相等并集中在中心处，则根据板的平衡条件得或(15-20)式中μs--接合面摩擦系数，对于钢铁零件，当接合面干燥时，μs ＝0.10～0.16；当接合面沾有油时，μs＝0.06～0.10；m--接合面数目；z--螺栓数目；kf--考虑摩擦传力的可靠系数，kf＝1.1～1.5。
若z＝1，m=1，并取μs＝0.15，kf＝1.2，则F`＝8FR。
由此可见，这种联接的主要缺点是所需的预紧力很大，为横向载荷的很多倍。
(2) 用受剪螺栓联接时，靠螺栓受剪和螺栓与被联接件相互挤压时的变形来传递载荷。
联接中的预紧力和摩擦力一般忽略不计。
假设各螺栓受均匀载荷Fs，则根据板的静力平衡条件得zF S= F R或F S=F R/z（15-21）3. 受旋转力矩T的螺栓组联接图15.11图15.11为底座承受旋转力矩T的作用，有绕螺栓组形心的轴线O－O旋转的趋势，载荷也可通过两种方式传递。
螺栓组联接的受力分析
一． 螺栓螺栓组联组联组联接的接的接的设计设计设计设计步骤：1． 螺栓螺栓组结组结组结构构设计2． 螺栓受力分析3． 确定螺栓直定螺栓直径径4． 校核螺栓校核螺栓组联组联组联接接合面的工作能力接接合面的工作能力5． 校核螺栓所需的校核螺栓所需的预紧预紧预紧力是否合力是否合力是否合适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. 1. 螺栓螺栓螺栓组联组联组联接的接的接的结结构设计设计 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。
接合面受接合面受接合面受弯弯矩或矩或转转矩时螺栓的布置螺栓的布置 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。
扳扳手空手空间间尺寸尺寸螺栓间距t 0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。
螺栓组联接的受力分析
圆形
圆环形
矩形
矩形框
三角形
§5—6 螺栓组联接的设计
2
2、对称布置螺栓，使螺栓组的对称中心和联接接合面的 、对称布置螺栓， 形心重合，从而保证联接接合面受力比较均匀。 形心重合，从而保证联接接合面受力比较均匀。 3、当螺栓组联接的载荷是弯矩或转矩时，应使螺栓的位 、当螺栓组联接的载荷是弯矩或转矩时， 置适当靠近联接接合面的边缘，以减少螺栓的受力。 置适当靠近联接接合面的边缘，以减少螺栓的受力。
5
F 铰制孔螺栓——每个螺栓所受工作剪力相等 F = Σ 铰制孔螺栓 每个螺栓所受工作剪力相等 z
普 通 螺 栓 ——预紧后接合面间所产生的最大摩 预紧后接合面间所产生的最大摩 擦力必须大于或等于横向载荷
fF zi ≥ KSFΣ 0
Ks为防滑系数
F∑
普通螺栓
F∑
铰制孔螺栓
F∑
F∑
6
练习: 练习:板A用4个普通螺钉固定在机座B上，已 个普通螺钉固定在机座B =0.15， 知板与机座间摩擦系数 f c =0.15，防滑系数 可靠性系数） =1.2， （可靠性系数） K s =1.2，螺钉许用 应 [σ ] = 60MPa ，按强度计算该螺钉联接中螺 钉所需的最小直径。 钉所需的最小直径。
§5—6 螺栓组联接的受力分析 2、受轴向载荷螺栓组联接 、 单个螺栓工作载荷为： F=P/Z P——轴向外载 Z——螺栓个数
P
7
8
练习:下图所示液压油缸盖选用6个M16螺栓,若已 练习:下图所示液压油缸盖选用6 M16螺栓, 螺栓 知其危险剖面直径d =14mm,螺栓材料许用拉应力 知其危险剖面直径dc=14mm,螺栓材料许用拉应力 ]=110MPa,油缸径 油缸径D=150 mm,油缸压力 [σ ]=110MPa,油缸径D=150 mm,油缸压力 )=0.8,进行下面的计 P=2MPa,F0=11000N,Cb/(Cb+Cm)=0.8,进行下面的计 算: 1.求螺栓的工作载荷与总拉力以及被联接件的残 1.求螺栓的工作载荷与总拉力以及被联接件的残 余预紧力; 余预紧力; 2.校核该螺栓强度是否足够 校核该螺栓强度是否足够? 2.校核该螺栓强度是否足够?
机械设计-螺栓组受力分析计
F = Q / 4 = 16000 / 4 = 4000 N
解：由接合面的摩擦条件得： 由接合面的摩擦条件得：
f ⋅ F1 ⋅ Z ⋅ i ≥ K S ⋅ R ⇒ F1 ≥ K S ⋅ R 1.2 × 5000 = = 10000 N f ⋅ Z ⋅ i 0.15 × 4 × 1
σ=
4 ×1.3F2 ≤ [σ ] 2 πd1 4 × 1.3 × F2
⇒ d1 ≥
π [σ ]
4 ×1.3 ×14000 = = 8.51mm π × 320
悬挂的板材用两个普通螺栓与顶板联接。如果每个螺栓与被联接件刚度相等， 悬挂的板材用两个普通螺栓与顶板联接。如果每个螺栓与被联接件刚度相等， 即C1 = C2，每个螺栓的预紧力为 ，每个螺栓的预紧力为1000N，当轴承受载时要求轴承座与顶板接合面 ， 间不出现间隙，则轴承上能承受的极限垂直径向载荷R是多少 是多少？。 间不出现间隙，则轴承上能承受的极限垂直径向载荷 是多少？。
σ=
4 × .1.3F2 ≤ [σ ] πd12 4 × 1.3F2
P
⇒ d1 ≥
π [σ ]
=
4 × 1.3 × 2500 = 7.69mm π × 70
螺栓的小径d1=8.376>7.69 ∵M10螺栓的小径 螺栓的小径 的螺栓。 ∴ 选M10的螺栓。 的螺栓
某容器内装有毒气体， 某容器内装有毒气体，P=1.5N/mm2，D=300mm，容器盖周围均布 个M20的 ，容器盖周围均布10个 的 螺栓（ 为防止泄漏， 螺栓（d1=17.835mm)为防止泄漏，取残余预紧力 为防止泄漏 取残余预紧力F1=1.5F，螺栓杆的许用应力 ， [σ]=160Mpa，试问该螺栓组的设计是否安全？ ，试问该螺栓组的设计是否安全？ 解：每个螺栓受的轴向载荷为
机械设计基础 螺栓组受力分析的设计示例
例题11—1 如图11—14 所示，矩形钢板用4个螺栓固定在铸铁支架上。
受悬臂载荷=∑F 12000N ，接合面间的摩擦系数=f 0.15，可靠性系数=f K 1.2，=l 400mm ，=a 100mm 。
试求：
（1）用铰制孔螺栓连接时，受载最大的螺栓所受的横向剪切力；（2）普通螺栓连接时，螺栓所需的预紧力。
解题分析 本题螺栓组连接受横向载荷和旋转力矩共同作用。
解题时，首先要将作用于钢板上的外载荷向螺栓组连接的接合面形心简化，得出该螺栓组连接受横向载荷和旋转力矩两种简单载荷作用的结论。
然后将这两种简单载荷分配给各螺栓，找出受力最大的螺栓，利用力的叠加原理求出合成载荷，如图11—15所示。
若螺栓组采用铰制孔螺栓，则通过挤压传递横向载荷。
若采用普通螺栓连接，则采用连接面上足够的摩擦力来传递横向载荷。
此时，应按螺栓所需的横向载荷，求出预紧力。
具体受力分析步骤见表11—4。
图11—14 托架螺栓组连接图 图11—15 托架螺栓组连接的受力分析
表11—4 螺栓组连接的受力分析步骤。
螺栓组的受力分析
图9-6定力矩扳手 书P204
五、设计螺栓的方法
成组使用， F P总 S ，应力均匀分布。
SP Qp
Fmax=?
Q ? Fmax Qp
1、受力分析
螺栓组受力分析——求Fmax ; 单个螺栓的受力分析——求Q；
2、应力分析 3、失效分析 4、材料选择 5、计算准则 6、主要参数计算：d——查标准螺栓、螺母、垫片； 7、结构设计l（螺杆长度）——根据被联接件的厚度；
（1）双头螺柱联接；（2）螺栓联接；（3）螺钉联接；（4）紧 定螺钉联接； 4、当两个被联接件之一太厚，不宜制成通孔，且需要经常拆装时，
往往采用 3 。
（1）螺栓联接；（2）螺钉联接；（3）双头螺柱联接；（4）紧 定螺钉联接；
5、当两个被联接件之一太厚，不宜制成通孔，且联接不需要经常拆
装时，往往采用 2 。
力。例如起重吊钩等；P214
4、螺纹零件
标准化
精度等级A、B、C：A级精度最高，通常用C级； 材料热处理 尺寸系列化
M10×100（三角、中径、长度）
四、拧紧
在使用上，绝大多数螺纹联接在装配时都必须拧紧；预紧的目的 在于增强联接的可靠性和紧密性。
预紧力的大小是通过拧紧力矩来控制的。因此，应从理论上找出 预紧力和拧紧力矩之间的关系。
F1
F1 F2
R
F1
（2）第二种方案
T 2aF2 半径为a
F2是有两个螺栓起作用。用平行四边形法 则，预紧力小。 a) 紧配 横向力比第一种小，要合理一些，所用的 螺栓直径很小。 （3）第三种 半径为a，最合理。 同时由三个螺栓来承受转矩T，每个螺栓 F2。
T 3aF2
F2 F1
T
F2
连杆螺栓分析报告
连杆螺栓力矩分析现状及目的目前WD61发动机装配连杆螺栓过程中出现个别螺栓力矩超差。
通过计算分析对拧紧力矩范围进行确认，达到节约增效。
数据统计分析、计算1.数据统计现对2011-11-11到2012-1-9期间共8833台发动机105996 颗连杆螺栓力矩进行统计分析从上表中可以看出，力矩范围主要集中在160-250Nm（技术标准）之间，占98.7%，不合格率约6000PPM力矩范围250Nm以上的约占0.6%;力矩范围低于160Nm勺约占0.7%’数量700006CHJ00SOOOOJQOOO300002000010DOO■数裁2.计算连杆螺栓相关参数: 技术标准：80N m ^ 150士 5°转角，达到160~250Nm螺栓规格：M14< 1.5 ;强度等级：12.9危险截面直径© 11 士 0.1mm如图2所示为螺栓拉伸曲线图。
S 点为屈服点o s , B 点为抗拉 强度点o b 。
连杆螺栓延伸率最小8% 一般大于3%勺称为塑性 材料，因此力矩在S 到B 点之间靠近S 点较好，如上图所示o s 到o b 之间。
拧紧力矩通过拧紧机施加，需克服螺纹副螺纹阻力矩及螺母和与被连接件支撑面间的端面摩擦力矩，并使联接产生预紧 力F o ,根据汽车行业标准 QC/T518-1999-汽车用螺纹紧固件拧紧扭矩规范，理论推导得出以下公式： T=K F °d x 10-3 (1)F o = (T sA s (2)抗拉强度:屈服强度:式中：T—拧紧力矩,Nm F o —预紧力，N; d—螺纹直径,mm爪一屈服强度N/mm ; A s--螺栓危险截面的面积，mm2A二n (d2 + d3)2 (3)4 2式中：d2---螺纹中径，mm d3= d1-H/6,mm ; d1 --- 螺纹小径，mm H=0.866P, mm ; P----螺距，mm .螺纹紧固件最大拧紧扭矩为：ML x=0.17 F 0d x 10-3............................................... ⑷螺纹紧固件标准拧紧扭矩为：M=0.142 F(dl X 10-3 (5)螺纹紧固件最小拧紧扭矩为：X 10-3 (6)Mnin=0.114 F°d由于螺栓产品的不一致性，屈服强度范围为1107—1233 N/m^ 当屈服强度取较小值1107 N/mrfi时。
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
连杆螺栓载荷分析Combining VDI2230 and FEA Combining VDI2230and FEA
螺栓设计的一般步骤
螺栓设计的般步骤
•R0 Nenndurchmesser, Grenzabmessung
•R1 Anziehfaktor
•R2 Mindestklemmkraft
•R3 Aufteilung der Betriebskraft/Kraftverhaeltnis R3A ft il d B t i b k ft/K ft h lt i •R4 Vorspannkraftaenderungen
R5 Mindestmontagevorspannkraft
•R5Mindestmontagevorspannkraft
•R6 Maximalmontagevorspannkraft
•R7 Montagebeanspruchung
•R8 Betriebsbeanspruchung
•R9 Schwingbeanspruchung
•R10 Flaechenpressung
R10Flaechenpressung
•R11 Mindesteinschraubtiefe
R12 Gleiten, Abscheren
•R12Gleiten,Abscheren
•R13 Anziehdrehmoment
连杆螺栓的特点
•Bei der Pleulverschraubung liegt der typische Fall einer dynamisch Bei der Pleulverschraubung liegt der typische Fall einer dynamisch
hochbeasprunchten Schraubenverbindung vor.
•Der Abmessungsbereich bei Pkw-Motoren geht von M7 bis M9 Bei der Dimensionierung der richtigen Pleuelschraube wird auf den
•Bei der Dimensionierung der richtigen Pleuelschraube wird auf den Vorgaengermoter oder auf Motoren aehnlicher Bauart und Groesse
zurueckgegriffen.
•Das Pleuelschrauben-Design richtet sich in erster Linie nach den Belastungen und nach der Zusammenbauweise des Pleuels.
Belastungen und nach der Zusammenbauweise des Pleuels
•Jedes Pleuel wird nach dem Aufschneiden zwei mal montiert.
•Bei den Schrauben mit Schaft sollten mindestens sechs freitragende
g g
Gewindegaenge vorhanden sein
•Das besete Anzugsverhaften im ueberelastischen Bereich zeigen Dehnschaftschrauben bzw. Schrauben mit Gewinde bis unter den Kopf.•Die Dauerhalgbarkeit von Schraubenverbindungen wird ausschliesslich von der Hoehe der oertlichen Spannungskonzentration bestimmt.
d H h d tli h S k t ti b ti t
连杆算例
•M8x1-10.9
M81109
•Beyond yield-point tinghtened
•Max6000rpm
Max. 6000rpm
以下只对核心设计过程行总结
连杆螺栓的工作载荷计算
连杆螺栓的工作载荷计算
最小轴力要求
•连杆体与连杆盖之间不允许产生相对滑动连杆体连杆盖允许产生
•连杆体与连杆盖之间不允许产生相互分离
此例2700/0.12=22500
2700/0.15=18000
2700/015=18000
连杆螺栓连结的有限元分析
连杆结构及离散化模型
连杆结构及离散化模型
螺栓模型
Ｐｒｅｌｏａｄ２５ｋＮ
Ｗｏｒｋｌｏａｄ０ｋＮ杆力分布
连杆应力分布
Ｐｒｅｌｏａｄ２５ｋＮ
Ｗｏｒｋｌｏａｄ８ｋＮ
轴力计算值Vs.测量值
Vs
疲劳强度校核
Ｐｒｅｌｏａｄ(kN)
轴力交变应力幅（MPa)
10
1520252832351000 4.26 3.95 1.69 0.94 0.58 0.29 0.13 90086021217917511911120009.00 8.60 2.12 1.79 1.75 1.19 1.11 3000
13.90 13.35 2.39 1.57 1.19 0.90 0.78 400020.35 18.21 7.10 1.95 1.12 0.41 0.09 (N )
500032.99 23.23 11.95 0.90 1.69 0.30 0.24 525036.79 24.62 13.15 2.07 1.58 0.13 0.04 o r k l o a d 600049.50 30.10 16.81 5.75 0.69 0.44 0.08 700070.38 41.74 22.28 10.56 4.82 1.99 0.97 92256080324318231264718543W 8000
92.25
60.80
32.43
18.23
12.64
7.18
5.43
疲劳强度校核
Ｐｒｅｌｏａｄ(kN)
弯矩交变应力幅（MPa)
10
1520252832351000 2.87 1.66 5.47 7.93 9.27 10.88 12.01 14201115736364173044185200014.20 11.15 7.36 3.64 1.73 0.44 1.85 3000
25.35 23.92 20.92 16.40 13.74 10.83 8.95 400037.50 36.60 34.44 30.75 26.91 22.92 20.48 (N )
500057.58 48.93 47.88 45.35 41.74 36.10 32.84 525063.32 52.08 51.20 48.85 45.60 39.52 35.87 o r k l o a d 600080.61 63.53 60.99 59.30 57.57 50.66 46.12 700095.19 84.75 74.48 72.98 71.02 64.71 60.30 10879989089528330814377287294W 8000
108.79
98.90
89.52
83.30
81.43
77.28
72.94
疲劳强度校核
总交变应力幅（MPa)
10
152025283235Ｐｒｅｌｏａｄ(kN)
10007.14 5.61 7.15 8.87 9.85 11.17 12.14 2000
23.20 19.76 9.48 5.43 3.48 1.63 2.97 392537272331179714931173974300039.25 37.27 23.31 17.97 14.93 11.73 9.74 400057.84 54.82 41.54 32.70 28.03 23.33 20.57 500090.57 72.17 59.83 46.25 43.42 36.40 33.08 k l o a d (N )
5250100.12 76.70 64.35 50.91 47.18 39.65 35.91 6000130.11 93.63 77.80 65.05 58.26 51.10 46.20 W o r 7000165.57 126.49 96.76 83.54 75.85 66.69 61.27 8000
201.03
159.70
121.95
101.53
94.07
84.45
78.36
根据VDI ２２３０计算得螺栓的疲劳强度为54MPa
连杆上下体接触面压应力连杆上、下体接触面压应力
连杆上
下体接触面压应力Ｐｒｅｌｏａｄ
１０ｋＮ
连杆上、下体接触面压应力
Ｗｏｒｋｌｏａｄ
０ＫＮ
Ｗｏｒｋｌｏａｄ
３ＫＮ
Ｗｏｒｋｌｏａｄ１ＫＮＷｏｒｋｌｏａｄ４ＫＮＷｏｒｋｌｏａｄ７ＫＮ
Ｗｏｒｋｌｏａｄ２ＫＮＷｏｒｋｌｏａｄ５ＫＮ
Ｗｏｒｋｌｏａｄ８ＫＮ
连杆上下体接触面压应力
Ｐｒｅｌｏａｄ
２５ｋＮ
连杆上、下体接触面压应力Ｗｏｒｋｌｏａｄ０ＫＮ
Ｗｏｒｋｌｏａｄ３ＫＮＷｏｒｋｌｏａｄ１ＫＮ
Ｗｏｒｋｌｏａｄ４ＫＮＷｏｒｋｌｏａｄ７ＫＮＷｏｒｋｌｏａｄ２ＫＮＷｏｒｋｌｏａｄ５ＫＮＷｏｒｋｌｏａｄ８ＫＮ
头部支撑面压应力
Ｐｒｅｌｏａｄ１０ｋＮ
Ｗｏｒｋｌｏａｄ０ｋＮＰｒｅｌｏａｄ１０ｋＮＷｏｒｋｌｏａｄ８ｋＮ
Ｐｒｅｌｏａｄ２５ｋＮ
Ｗｏｒｋｌｏａｄ０ｋＮＰｒｅｌｏａｄ２５ｋＮＷｏｒｋｌｏａｄ８ｋＮ
谢谢！。