16高強(qiáng)度螺栓疲勞校核

1、16、輪盤連接高強(qiáng)度螺栓疲勞強(qiáng)度校核 說明：輪盤在設(shè)備的設(shè)計(jì)使用壽命期限內(nèi)，始終處于受壓狀態(tài)，其三根弦桿承受壓力作用，輪盤的整體彎矩由內(nèi)、外弦桿的壓力調(diào)幅來平衡，弦桿法蘭連接的高強(qiáng)度螺栓承受的、由單獨(dú)弦桿的彎矩引起的交變力很小。由于法蘭結(jié)合面的載荷全部為壓力載荷，故螺栓的工作應(yīng)力都小于其預(yù)緊力，故螺栓的拉力載荷總在預(yù)緊力一下某一范圍波動(dòng)。對(duì)螺栓而言，保證法蘭結(jié)合面不松開，其壓力載荷越大，螺栓殘余預(yù)緊力就越小，螺栓的拉力就越小。本文的計(jì)算模型轉(zhuǎn)變?yōu)檩^小圓角過度的階梯軸拉伸（如圖一），校核過渡截面的疲勞應(yīng)力。觀覽車的運(yùn)行速度很慢，每周循環(huán)的時(shí)間為20分鐘，考慮50年的使用壽命期，每年300天，每天

2、工作8小時(shí)，共運(yùn)行300000次循環(huán)，選小于結(jié)構(gòu)鋼S-N曲線的轉(zhuǎn)折點(diǎn)的循環(huán)次數(shù)，且本文的計(jì)算載荷為正常滿載+15m/s風(fēng)載的載荷情況，故計(jì)算結(jié)果有一定的保守性。疲勞設(shè)計(jì)方法是一門以試驗(yàn)為基礎(chǔ)的設(shè)計(jì)方法，本計(jì)算選取的疲勞性能數(shù)據(jù)選自國內(nèi)公開的機(jī)械設(shè)計(jì)手冊數(shù)據(jù)。圖一： 計(jì)算模型附：螺栓無限壽命校核說明書 一、螺栓參數(shù)和預(yù)緊力： 螺栓直徑：M30x160 性能等級(jí)：10.9級(jí) 過渡圓角：r=0.5mm螺栓材料的破斷強(qiáng)度：1000MPa螺栓副連接的相對(duì)剛度：=0.25選用的單個(gè)螺栓預(yù)緊力矩：則預(yù)緊力：二、螺栓組載荷：主管法蘭圓周應(yīng)力分布及載荷譜：530*30螺栓組主管件軸力，六點(diǎn)方位N=-4729kN

3、，七點(diǎn)半N=-4487kN，九點(diǎn)N=-3785kN，十點(diǎn)半N=-3181kN，十一點(diǎn)N=-2961kN，十二點(diǎn)N=-2300kN，一點(diǎn)N=-2960kN，一點(diǎn)半N=-3253kN，三點(diǎn)N=-3891kN，四點(diǎn)半N=-4552kN。最大壓力：換算到單個(gè)螺栓的最大壓力載荷：螺栓最小拉力：最小壓力：換算到單個(gè)螺栓的最小壓力載荷：螺栓最大拉力：螺栓最小拉應(yīng)力：螺栓最大拉應(yīng)力：平均應(yīng)力：應(yīng)力幅： 457*30螺栓組主管件軸力主管件軸力，六點(diǎn)方位N=-2733kN，七點(diǎn)半N=-2603kN，九點(diǎn)N=-2275kN，十點(diǎn)半N=-1969kN，十一點(diǎn)N=-2058kN，十二點(diǎn)N=-1770kN，一點(diǎn)N=-21

4、11kN，一點(diǎn)半N=-1960kN，三點(diǎn)N=-2264kN，四點(diǎn)半N=-2568kN。換算到單個(gè)螺栓的最大壓力載荷：螺栓最小拉力：最小壓力：換算到單個(gè)螺栓的最小壓力載荷：螺栓最大拉力：螺栓最小拉應(yīng)力：螺栓最大拉應(yīng)力：平均應(yīng)力：應(yīng)力幅： 三、無限壽命計(jì)算校核1.首先查圖3-4，對(duì)應(yīng)，查得系數(shù)a=0.262.由式（3-7a）計(jì)算疲勞缺口敏感系數(shù)3.由圖3-7查得表明加工系數(shù)4.由式（3-14）計(jì)算（另一種方法）5.查得尺寸系數(shù)，無尺寸效應(yīng)6.計(jì)算7.計(jì)算平均應(yīng)力折算系數(shù)1）真斷裂強(qiáng)度2）3）8.計(jì)算530*30主管螺栓安全系數(shù)：457*30主管螺栓安全系數(shù)：結(jié)論： 由于螺栓的平均載荷和載荷幅都較小，載荷幅為平均載荷的10%左右，故對(duì)螺栓材料的疲勞極限影響較小，由計(jì)算可以看出，疲勞安全系數(shù)大于2，故螺栓的疲勞強(qiáng)度符合要求，可以長期使用。參考文獻(xiàn)：<1&g