螺栓连接的受力分析与验证资料
螺栓受力分析与计算
螺栓受力分析与计算详解螺栓是一种常用的固定连接件，广泛应用于船舶、机械、航空航天等，对螺栓的受力分析不仅对此类固定件的研究有重要的意义，也是螺栓安装拧紧工艺的重要基础。
螺栓受力分析研究一般分为受力类型及其有关计算方法，螺栓受力类型共分为四类：螺栓的拉伸受力、压缩受力、旋转受力和扭转受力。
受力计算则以不同受力类型对应相应受力计算方法为基础：（1）拉伸受力计算：拉伸受力是指在螺栓紧固时，螺栓身体和螺母以及螺栓润滑层之间的表面间隙由于拉伸失稳变形而造成的受力。
由于螺栓预紧受力基本由表面间隙中受压力组件之外主动应力和受压由内外动应力共同决定，因此拉伸受力计算方法会考虑表面间隙的内外应力组合的效应，通常以应力开发系数的概念算出表面间隙中受力组件的拉伸受力，有：【δ= βα/π (α+δ/2)】其中，δ为受压力组件的表面间隙，α为受压力组件的理论应力，β为受压力组件的应力开发系数，以此为基础可算出螺栓的拉伸受力。
（2）压缩受力计算：压缩受力是指在螺栓紧固时，螺栓身体螺母以及螺栓润滑层之间的表面间隙由于压缩变形而造成的受力。
压缩受力的计算方法则可由塑性曲线等静力方程式及计算钱求解，通常考虑材料的塑性应力应变曲线，由此可得出表面间隙变形宽度和内外应力之间的关系，然后可利用公式计算出螺栓的压缩受力。
有：【y=(α/B)×(B2-x2)，F=y×A】其中，y为受压力组件的表面间隙变形宽度，α为受压力组件的理论应力，B为受压力组件的应力开发系数，x为受压力组件的表面间隙宽度，A为受压力组件的表面区域，F为受压力组件的压缩受力。
（3）旋转受力计算：旋转受力是指在螺栓紧固时，由于拧紧扭矩产生的螺纹旋转斜滑力的受力。
由于螺栓旋转斜滑力的受力大小受扭矩大小影响并与拧紧螺纹的支承面积有关，因此，旋转受力计算应考虑螺纹支承面积以及拧紧扭矩大小，有：【F=τ × δ 】其中，F为螺栓的旋转受力，τ为螺栓拧紧扭矩大小，δ为螺栓紧固时螺纹支承螺纹面积。
螺栓组受力分析与计算
螺栓组受力分析与计算前言螺栓组是机械结构中常用的连接元件，常见于机器零件和设备中。
在机械结构中，螺栓组的受力分析和计算是非常重要的。
其中，螺栓组受力的大小和方向，不仅决定了螺栓的抗拉强度，还决定了整个机械结构的稳定性和可靠性。
在本文中，我们将介绍螺栓组的受力分析和计算，包括螺栓组的受力特点、受力方向、计算公式和实际案例。
螺栓组受力特点螺栓组是由若干个螺栓组成的一种连接结构。
在受到外力作用时，螺栓组的受力特点主要表现为：1.拉力：螺栓组一般是在拉伸状态下进行工作的，拉力是螺栓组受力的主要形式。
2.压力：螺栓组在受到工作装置的压力时，螺栓头和垫圈会承受一定的压力。
3.剪力：螺栓组在受到横向力或剪切力时，螺栓会发生剪切变形。
4.扭矩：螺栓组在受到扭矩力时，螺栓会扭转变形。
螺栓组受力方向螺栓组的受力方向可以分为两种类型：轴向力和剪力。
轴向力轴向力是螺栓组最常见的受力形式，是指沿着螺栓中心线方向的受力。
当受到轴向拉力和压力时，螺栓组会发生轴向变形，通过计算轴向力和剪力的大小和方向，可以确定螺栓组的破坏形式。
剪力剪力是指横向力或者剪切力在螺栓组上的作用。
当受到横向力或者剪切力时，螺栓组会承受剪切变形，通过计算剪力和轴向力的大小和方向，可以确定螺栓组的破坏形式。
螺栓组的计算公式为了确定螺栓组的受力方向和大小，可以使用材料力学的基本公式进行计算。
下面是螺栓组的计算公式。
轴向力的计算公式轴向拉力的计算公式如下：F = A * σ其中，F表示轴向拉力；A表示螺栓的截面积；σ表示螺栓材料的拉伸强度。
轴向压力的计算公式如下：F = A * σ其中，F表示轴向压力；A表示螺栓的截面积；σ表示螺栓材料的压缩强度。
剪力的计算公式剪力的计算公式如下：F = A * τ其中，F表示剪切力；A表示螺栓的截面积；τ表示螺栓材料的剪切强度。
实例分析螺栓组的实际应用非常广泛，下面介绍几个实际案例。
案例1：车轮螺栓的受力分析和计算车轮螺栓是汽车结构中常见的连接元件，其受力情况如下图所示：在这个情况下，车轮螺栓的轴向拉力如下所示：F = A * σ = 3.14 * (12.52/2)^2 * 780 = 23161.3 N其中，A表示螺栓的截面积；σ表示螺栓材料的拉伸强度。
7-4螺栓组受力分析实验
试验时，砝码16加上后。支架14与机座11的联接接合面受到一个横向载荷和倾覆 力矩的联合作用。倾覆力矩为：
（7-1）
O-O左侧螺栓受到工作拉力作用 ：
（7-2）
（7-3）
螺栓的受力是通过贴在螺栓中段上的电阻应变片15的变形并借助电阻应变仪而测 得，电阻应变仪的测量原理见§3-4。所以螺栓所受的工作拉力为：
式中：E—螺栓材料的弹性模量，对于钢E=2.1× d—被测螺栓直径，mm； ε—应变量； σ—被测螺栓处的拉应力,MPa。
（7-4）先将各被测螺栓上的电阻应变片两端引线与电阻应变仪的预调平衡 箱输入端相连接；
2. 检查试验台各部分与仪器是否正常，电阻应变仪各部分连线是否正常 3. 接通电源并预热后，调整电阻应变仪，将选择开关转到“静”，用小
15-电阻应变片；16-加载砝码
图7-7 LST-Ⅱ型螺栓组联接试验台结构示意图
螺栓组联接是由二行各五个螺栓分布在支架14上与机座11联接而成。加载装置由两级杠杆12、 13组成，其杆长之比均为1：10，则总杠杆比值为1：100倍，即加载砝码16通过二级杠杆作用在 螺栓组连接支架上的力就增大100倍。螺栓组的受力变形，通过应变仪检测螺栓上的电阻应边片 15的伸长量得到。
型 螺丝刀调整指针到零位，使得应变仪的电阻平衡。然后将选择开关转 到“预”，再用螺丝刀调整指针到零位，使得预调平衡箱上的电容平 衡。用这种方法对每一个螺栓测量点在“静”、“预”之间反复调整
数次 后，电桥即可达到平衡状态； 4. 逐一均匀地拧紧各螺栓，使每个螺栓具有相同的预紧初拉力和初应变 5. 对螺栓组联接进行加载，在电阻应变仪上测量出每个螺栓的相应应变 量，如此重复三次测量，计算出平均应变量和平均应力。
7-4 螺栓组受力分析实验
螺栓组联接实验报告
螺栓组联接实验报告一、实验目的。
本实验旨在通过对螺栓组联接的实验研究，探讨螺栓在不同条件下的受力性能，为工程实践提供可靠的数据支持。
二、实验原理。
螺栓组联接是一种常见的机械连接方式，其受力性能直接影响着机械设备的安全稳定运行。
在螺栓组联接中，螺栓受拉力，而螺母受压力，通过螺纹的摩擦力来实现联接。
实验中将通过拉伸试验和剪切试验来分析螺栓组联接的受力性能。
三、实验材料和设备。
1. 实验材料，选用直径为M8的普通螺栓和相应的螺母；2. 实验设备，拉伸试验机、剪切试验机、螺纹测量仪、万能试验机等。
四、实验步骤。
1. 拉伸试验，将螺栓安装在拉伸试验机上，逐渐增加拉力，记录拉伸过程中的应力-应变曲线，分析螺栓的拉伸性能；2. 剪切试验，将螺栓安装在剪切试验机上，逐渐增加剪切力，记录剪切过程中的应力-应变曲线，分析螺栓的剪切性能；3. 螺纹测量，利用螺纹测量仪对螺栓和螺母的螺纹进行测量，分析其尺寸精度和表面质量；4. 其他，利用万能试验机对螺栓组联接进行综合性能测试，包括抗扭矩、抗压力等。
五、实验结果与分析。
1. 拉伸试验结果表明，螺栓在受力过程中表现出良好的弹性变形和塑性变形能力，具有较高的抗拉性能；2. 剪切试验结果表明，螺栓在受力过程中表现出较高的抗剪性能，未出现明显的断裂现象；3. 螺纹测量结果表明，螺栓和螺母的螺纹尺寸精度高，表面质量良好；4. 综合性能测试结果表明，螺栓组联接具有良好的抗扭矩和抗压力性能。
六、实验结论。
通过本实验的研究分析，得出螺栓组联接在受力过程中表现出良好的受力性能，具有较高的抗拉、抗剪、抗扭矩和抗压力性能。
因此，在工程实践中可以放心使用螺栓组联接，确保机械设备的安全稳定运行。
七、参考文献。
1. 钢结构螺栓连接设计手册。
2. 机械连接技术手册。
3. 螺纹连接设计与计算。
八、致谢。
感谢实验室的老师和同学们在实验过程中的帮助和支持，使本次实验取得了圆满成功。
以上就是本次螺栓组联接实验的报告内容，希望对相关领域的研究和实践工作有所帮助。
螺栓连接的受力分析与验证
3-1 螺纹加工的确认 3-2 螺丝强度的确认 3-3 极限表面压力的确定
是否松动！
是否损坏！
2
紧固验证断面图的参考图例
进行紧固验证时首先的第一要务就是制作断面图。
并不是仅仅切断面好要将所需要的信息加入到其中。尺寸、公差、零件编号、材质、
表面处理，虽然可能会花费一些时间，但是日后进入到设计变更时的验证就会非常
通过案例来告知你 如何对紧固件受力分析及设计验证
1
紧固验证项目
①总布置的确认
1-1 突出尺寸、旋合尺寸、贴底距离、自由尺寸孔（螺 钉孔）
② 选出必要轴力
2-1 外力的把握 2-2 必要轴力的计算 2-3 周方向外力的必要轴力的计算 2-4 轴垂直方向外力的必要轴力的计算 2-5 轴旋转方向外力的必要轴力的计算 2-6 将最小必要轴力转换为紧固力矩
损失轴力 P’
0 50 -0.4
1.9
因为原本来开间隙时轴力损失就很大
51.5 - 49.6 = 1.9
+1 50.5 0
BRKT的Max宽度 管子的最短长度 最大间隙
通过CAE计算出使BRKT强制位移1.9mm时的反力！ 结果：319.9kg ⇒所以轴力能够损失319.9kg (3135N) 。
14
16
②计算必要轴力
２－５ 轴旋转方向外力对应的必要轴力的计算
【双支撑结构】
μ：摩擦系数
（一般为0.15）
Ptmin =
T μ×di1
より
15.1×1000 = 0.15×12.9
= 7804 N
入力力矩 T ： 15.1Nm
di1
=
√(22^2-12.2^2) √2
螺栓的力学实验报告
螺栓的力学实验报告一、实验目的1. 理解螺栓的力学原理和承载能力。
2. 掌握螺栓实验的操作方法和数据处理技巧。
3. 分析螺栓的载荷特性，并了解其应用领域。
二、实验原理螺栓是一种常见的紧固件，广泛应用于机械、建筑等领域。
它们具有重要的承载和连接功能。
螺栓的力学性能评估是确保其性能安全可靠的重要环节。
螺栓在受载中主要承受拉力和剪力。
拉力是由于外力的作用，使螺栓产生拉伸变形。
剪力则是由螺栓与连接件之间的相对滑动所产生的。
在实验中，我们将使用一台力学实验机对螺栓进行拉力和剪力测试。
通过加载不同的力并记录相应的变形和应力，我们能够了解螺栓在不同受力条件下的性能。
三、实验步骤1. 准备工作：根据实验要求选择合适的螺栓和连接件，并确保其表面平整清洁。
2. 设置力学实验机：根据实验需求调整实验机的参数，如拉伸速度、加载方式等。
3. 弯曲实验：将螺栓安装在实验机上，并加载适当的弯曲力，记录相应的变形和应力数据。
4. 剪切实验：将螺栓与连接件紧密连接后，加载适当的剪切力，记录相应的变形和应力数据。
5. 数据处理：根据实验数据绘制应力-变形曲线，并分析螺栓的载荷特性。
四、实验结果与分析根据实验数据，我们得到了螺栓在不同受力条件下的应力-变形曲线。
通过曲线的形状和变化趋势，我们可以得出如下结论：1. 当力逐渐增大时，螺栓的变形也随之增加，但应力增长的速度快于变形的增长速度。
2. 螺栓在拉伸、弯曲受力下的应力较高，剪切受力下的应力相对较低。
3. 在实验的线性范围内，螺栓的应力和变形呈线性关系。
基于以上结论，我们可以确定螺栓的额定载荷和可靠工作范围。
同时，我们也能够根据实验结果选择合适的螺栓参数，以满足特定工程需求。
五、实验总结本次螺栓的力学实验使我们深入了解了螺栓的力学性能和承载能力。
通过实验数据的分析，我们能够准确评估螺栓的可靠性，并为工程实践提供参考。
在实验中，我们也发现螺栓的性能与其内部结构、材料及处理工艺等因素密切相关。
螺栓受力检测及断螺栓分析
螺栓受力检测及断裂分析目录一、现场螺栓断裂问题描述二、螺栓断裂可能原因分析及测试依据三、测试系统介绍及标定四、现场机组螺栓测试五、数据分析六、现场螺栓测试时发现的问题及注意事项七、螺栓断裂分析注意事项及案例分享二、螺栓断裂可能原因分析及测试依据1、螺栓断裂可能原因1.1螺栓质量问题现场更换过多批次螺栓，且将部分螺栓送检过，未发现螺栓质量存在问题，故此种可能情况基本可以排除。
1.2螺栓脆性断裂1）氢脆断裂的典型特征是纤维性断口，且断口比较平整，见图1。
根据现场查看螺栓断口特征，机组断裂螺栓亦不符合氢脆断裂。
2）螺栓疲劳断裂的典型特征是存在贝纹状疲劳线，沿着疲劳弧线发展的逆向，可以找到裂纹源，见图2，现场机组断裂螺栓符合这一特征。
图1 纤维性断口图2 贝纹性断口2、螺栓测试依据螺栓疲劳断裂主要与螺栓连接受载时的应力幅值有关，所以此次螺栓测试主要测试螺栓的应力幅值的变化。
应力幅：Fmax：机组工作时螺栓受到的最大拉力；Fmin：机组工作时螺栓受到的最小拉力；As ：螺纹公称应力截面积。
此次螺栓测试所携带设备，可将机组在工作时螺栓所受轴向拉力时时进行记录，从而得到机组工作时偏航轴承与底座联接螺栓的应力幅值。
通过螺栓频繁断裂机组螺栓应力幅值与未断裂机组螺栓应力幅值相比较，为后续仿真建模提供测试依据，找出螺栓断裂的真正原因。
1、测试系统组成（见图3）图3三、测试系统介绍及标定用户K值计算：用户K值计算的目的主要是确定力与应变间的对应关系。
HBM‐KMR拉力传感器灵敏度为1.7MV/V～2.3MV/V，取中间值为2mV/V，由于系统激励电压为2V，故该系统满量程为4mV。
1）满量程与电压对应关系：Ain=400KN/4mV=100KN/mV=0.1KN/μν。
2）无线应变节点的灵敏度F=1μν/με。
（注：无线应变节点可测量毫伏信号，但是显示的最小刻度值为με，而且系统给出了灵敏度F=1μν/με，所以需要转化为μν）3）此时传感器最小分辨电压能力为K0,K0=0.17481。
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?
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安全率：
σ fs = σc ＞ 1.05
※承受轴力的零件都要保证表面压力
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③可靠性的确认
3-3 极限表面压力的确认 A = （22^2－14.2^2）π =221.8 mm2 4 61111+5501 σc = = 300.3N/mm2 221.8
材料耐力σy = 410 N/mm2より 极限表面压力σ= 545.3 N/mm2
545.3 fs = = 1.82 ＞1.05 300.3
判断：ＯＫ
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轴力～紧固力矩
安全率 1.4 ⇒OK
86574 ねじ切り安全率： 1.1 ～ 1.3
Kf : 轴力力矩系数 Ks : 螺丝面摩擦力矩系数 Kw : 接触面摩擦力矩系数 d2 :螺丝的有效径(mm) (≒d－0.649519×螺距) μs : 螺丝面摩擦系数（0.1～0.2) μw : 接触面摩擦系数(0.1～0.2) dw : 等价摩擦直径(mm)
1.155×d2×μs 2×d
1×dw×μw 2×d
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②计算必要轴力
2-6 最小必要轴力 不松动的必要轴力
最小必要轴力
21410N
安全率1.4
1.轴方向外力对应的必要轴力 8636N
2.轴垂直方向外力对应的必要轴力 21410N 3.轴旋转方向外力对应的必要轴力 7804N
29974N
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μ2：摩擦系数
μ1：摩擦系数
轴力
T：入力力矩 d D 轴衬接触面的等价摩擦直径 T：入力力矩 螺母接触面的等价摩擦直径
di1 = √((D^2-d^2)/2)
di2 =
2(D^3-d^3) 3(D^2-d^2)
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Kw =
K = Kf+Ks+Kw
d dw = D
2(D^3-d^3) 3(D^2-d^2)
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紧固验证断面图的参考图例
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紧固力矩和轴力的关系
紧固力矩 T 轴力 F
螺栓轴力(N)
紧固力矩(Nm)
力矩系数
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②选出必要轴力
●轴方向的外力＝5501N
（适用于接地点左右耐久载荷）
２-1 外力的把握
●轴垂直方向的外力＝10965N
（适用于上下耐久载荷）
●轴旋转的外力＝15.1Nm
（衬套的扭转反力）
没有外力的紧固部位的讨论 固定重量×5G／固定点数
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0.15
力矩系数Ｋ：0.2
螺纹加工极限线 力矩系数偏差 ±23.4% 0.25
轴力（Ｎ）
安全率 1.4 ⇒OK
29974
F=
1000T Kd
21410
松动极限线
0 0 90 紧固力矩（Ｎ／ｍ） 25 110
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③可靠性的确认
３－１ 螺纹加工的确认 螺纹加工安全率≧1.0
940N/mm2×92.1mm2
(屈服应力) (有效断面积)
螺栓屈服轴力 86574N = ≒ 1.4 ≧1.0 最大产生轴力 61111N
最大紧固力矩为 110Nm时的轴力 110×1000 0.15×12
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Ptmax
轴力（Ｎ）
3000
Ptmin 2000
必要轴力安全率 1.4
F=
1000T Kd
松动极限线
极限必要轴力
1000
松动
0 0 5 MIN MAX 10 15 紧固力矩（Ｎ／ｍ） 6
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松动发生的条件
转动松动 ・剪切载荷⇒×非常危险 ・扭转载荷⇒△危险 ・拉伸载荷⇒○基本不会松动
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②计算最小轴力
２-6 将最小轴力转化为紧固力矩 最小产生轴力 最小紧固力矩
29974 N
F= T×1000 より K×d
90 Nm
T = ( F×K×d ) / 1000 = (29974×0.25×12) / 1000 = 90 Nm
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①计算必要轴力
２-4 轴垂直方向外力对应的必要轴力的计算
【双支撑结构】
μ1：被紧固物体的支撑面摩擦系数
Ptmin =
P 2μ1
+P’
=
轴力损失 P’ ： 3135N
10965 0.6
+ 3135
= 21410N
②计算必要轴力
２－５ 轴旋转方向外力对应的必要轴力的计算
【双支撑结构】
μ：摩擦系数
（一般为0.15）
Ptmin = =
T より μ×di1
15.1×1000 0.15×12.9
= 7804 N
√(22^2-12.2^2) √2 = 12.9
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入力力矩 T ： 15.1Nm
di1 =
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②计算必要轴力
２-3 轴方向外力所需的必要轴力的计算 轴力 : Ptmin Ptmin = Wa+P’ = 5501+3135 = 8636N
轴力损失 P’ ： 3135N
轴方向载荷 Wa： 5501N
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轴垂直入力载荷
Ｐ ：10965Ｎ
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②计算必要轴力
２－５ 轴旋转方向对应的必要轴力的计算
【双支撑结构】 【单支撑结构】
T Ptmin = μ×di1
μ：摩擦系数
（一般为0.15）
Ptmin =
T 2 (μ1・di1+μ2・di2)
屈服轴力（设计条件下限）
M12 迁都划分为10.9的螺栓
屈服轴力(N) = 940×92.1 = 86574
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（参考）紧固力矩和轴力的关系
通过计算算出力矩系数 K 的方法
Kf = Ks = 0.044×d2 2×d
3-3 极限表面压力的确认
washer的表面压力 BRKT表面压力 最坏偏差
Inner pipe的表面压力 ※ 若是超过极限表面压力接触面会下陷发生松动。
接触面面积A
表面压力：
σc =
Pt +Wa A
Ｐｔ ：紧固轴力（最大产生轴力 Ptmax）
Wa ：轴方向压缩外力（N) Ａ ：接触面面积(mm2) σ：被紧固物体材料的极限表面压力 (N/mm2) =0.0004×σy^2+1.2561×σy-36.929 σy：材料的屈服点或耐力(N)
合成应力 σv＝√((σ)^2+3×τ^2) = √ (32.2^2+3×273.6^2) = 475 要是合成应力＜螺栓的屈服应力的话很安全 根据475N/mm2＜940N/mm2
判定：ＯＫ
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③可靠性的确认
T×1000 F= K×d
螺丝标呼直径 (mm)
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破 损
5000
轴力～紧固力矩
0.15 力矩系数Ｋ：0.2 螺纹加工极限线 力矩系数偏差 ±23.4% 0.25
4000
安全率 1.0
ねじ切り安全率： 1.1 ～ 1.3
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③可靠性的确认
3-2 螺丝强度的确认
紧固力引起的拉伸应力 σ（N/mm2) σ＝
大载荷的拉伸载荷
螺栓拉伸载荷Wt 2970 = = 32.2 螺丝处有效断面面积As 92.1
大载荷的剪断载荷
紧固力引起的剪断载荷 τ（N/mm2) τ＝
剪断载荷Ws 25200 = = 273.6 螺丝处有效断面面积As 92.1