16.高强度螺栓疲劳校核

16、轮盘连接高强度螺栓疲劳强度校核

说明：

轮盘在设备的设计使用寿命期限内，始终处于受压状态，其三根弦杆承受压力作用，轮盘的整体弯矩由内、外弦杆的压力调幅来平衡，弦杆法兰连接的高强度螺栓承受的、由单独弦杆的弯矩引起的交变力很小。

由于法兰结合面的载荷全部为压力载荷，故螺栓的工作应力都小于其预紧力，故螺栓的拉力载荷总在预紧力一下某一范围波动。对螺栓而言，保证法兰结合面不松开，其压力载荷越大，螺栓残余预紧力就越小，螺栓的拉力就越小。本文的计算模型转变为较小圆角过度的阶梯轴拉伸（如图一），校核过渡截面的疲劳应力。

观览车的运行速度很慢，每周循环的时间为20分钟，考虑50年的使用寿命期，每年300天，每天工作8小时，共运行300000次循环，选小于结构钢S-N曲线的转折点的循环次数，且本文的计算载荷为正常满载+15m/s风载的载荷情况，故计算结果有一定的保守性。

疲劳设计方法是一门以试验为基础的设计方法，本计算选取的疲劳性能数据选自国内公开的《机械设计手册》数据。

图一：计算模型

附：螺栓无限寿命校核说明书

一、螺栓参数和预紧力：

螺栓直径：M30x160 性能等级：10.9级 过渡圆角：r=0.5mm

螺栓材料的破断强度：1000MPa 螺栓副连接的相对刚度：m

b b C C C +=0.25 选用的单个螺栓预紧力矩：Nm T 1600= 则预紧力：kN N d T Q p 2671067.2030

.02.016002.05=⨯=⨯== 二、螺栓组载荷：

主管法兰圆周应力分布及载荷谱：

530*30螺栓组主管件轴力，

六点方位N=-4729kN ，七点半N=-4487kN ，九点N=-3785kN ，十点半N=-3181kN ，十一点N=-2961kN ，十二点N=-2300kN ，一点N=-2960kN ，一点半N=-3253kN ，三点N=-3891kN ，四点半N=-4552kN 。

最大压力：kN F a 4729-=

换算到单个螺栓的最大压力载荷：kN F F a 39412/472912/-=-== 螺栓最小拉力：kN F F C C C Q Q m

b b p 1680.25267m in =+=++

= 最小压力：kN F a 2300-=

换算到单个螺栓的最小压力载荷：kN F F a 19112/230012/-=-== 螺栓最大拉力：kN F F C C C Q Q m b b p 2190.25267m ax =+=++

= 螺栓最小拉应力：MPa d Q 2384

2min

min ==πσ 螺栓最大拉应力：MPa d Q 31042

max

max ==πσ

平均应力：MPa m 2742/)(m in m ax =+=σσσ

应力幅： M P a a 362/)(m in m ax =-=σσσ

457*30螺栓组主管件轴力

主管件轴力，六点方位N=-2733kN ，七点半N=-2603kN ，九点N=-2275kN ，十点半N=-1969kN ，十一点N=-2058kN ，十二点N=-1770kN ，一点N=-2111kN ，一点半N=-1960kN ，三点N=-2264kN ，四点半N=-2568kN 。

换算到单个螺栓的最大压力载荷：kN F F a 22812/273312/-=-== 螺栓最小拉力：kN F F C C C Q Q m b b p 2100.25267m in =+=++

= 最小压力：kN F a 1770-=

换算到单个螺栓的最小压力载荷：kN F F a 14812/177012/-=-== 螺栓最大拉力：kN F F C C C Q Q m b b p 2300.25267m ax =+=++

= 螺栓最小拉应力：MPa d Q 2974

2min

min ==πσ 螺栓最大拉应力：MPa d Q 32542max

max ==πσ

平均应力：MPa m 3112/)(m in m ax =+=σσσ

应力幅： M P a a 142/)(m in m ax =-=σσσ

三、无限寿命计算校核

1.首先查图3-4，对应MPa b 1000=σ，查得系数a=0.26

2.由式（3-7a ）计算疲劳缺口敏感系数

6578.05

.0/26.011/11=+=+=r a q 3.由图3-7查得表明加工系数车削加工,1β85.01=β

4.由式（3-14）计算4.28

5.0)15.3(6578.01)1(11=⨯-+=-+=βσt K q K

67.231

.15.36.42187.088.05.388.04412.0==⨯+=+=b t AQ K K σ（另一种方法） 5.查得尺寸系数1=ε，无尺寸效应

6.计算576.2185

.0114.211

1=-+=-+=βεσ

σK K D 7.计算平均应力折算系数σϕ

1）真断裂强度MPa MPa b f 1350350=+=σσ

2）MPa 4301=-σ

3）3185.01350/4301===-f

σσϕσ 8.计算m a σσσσ,,,m in m ax

530*30主管螺栓安全系数：

71.2173

4302743185.0364.24301

==⨯+⨯=+=-m a D K n σϕσσσσσ 457*30主管螺栓安全系数：

23.3133

4303113185.0144.24301

==⨯+⨯=+=-m a D K n σϕσσσσσ 结论：

由于螺栓的平均载荷和载荷幅都较小，载荷幅为平均载荷的10%左右，故对螺栓材料的疲劳极限影响较小，由计算可以看出，疲劳安全系数大于2，故螺栓的疲劳强度符合要求，可以长期使用。

参考文献：

<1> 李舜酩 2007 机械疲劳与可靠性设计 科学出版社

<2> 机械设计手册编委会 2007 疲劳强度设计 机械工业出版社