螺栓连接计算公式总结
法兰配套螺栓长度公式
法兰配套螺栓长度公式法兰配套螺栓长度公式是工程设计中常用的计算方法，用于确定法兰连接的螺栓长度。
在设计和安装过程中，正确计算螺栓长度十分重要，以确保连接处的安全和可靠性。
在计算法兰配套螺栓长度之前，我们首先需要了解法兰的类型和规格。
不同类型的法兰在螺栓数量、螺栓孔径和螺栓间距等方面可能存在差异，因此在计算螺栓长度时需要考虑这些因素。
对于标准的法兰连接，通常采用公式进行计算。
螺栓长度公式的一般形式为：L = H + T + M其中，L表示螺栓长度，H表示法兰连接的总厚度，T表示垫片的厚度，M表示螺栓的超出长度。
我们需要确定法兰连接的总厚度H。
法兰连接的总厚度包括法兰本身的厚度以及两侧垫片的厚度之和。
在实际应用中，可以根据设计要求或标准规定来确定法兰连接的总厚度。
接下来，我们需要确定垫片的厚度T。
垫片的主要作用是填充法兰连接间的间隙，以保证连接的紧密性。
垫片的厚度可以根据设计要求、工作条件和标准规定来确定。
我们需要确定螺栓的超出长度M。
螺栓的超出长度是指螺栓在法兰连接中超出螺母的长度。
螺栓的超出长度需要根据实际应用中的要求来确定，一般建议超出长度不小于螺栓直径的1.5倍。
通过以上三个参数的确定，我们就可以计算得到法兰配套螺栓的长度L。
在实际应用中，还需要注意选择合适的螺栓规格和材料，以满足连接的强度和耐久性要求。
需要注意的是，以上公式仅适用于标准法兰连接。
对于非标准法兰连接或特殊工况下的连接，可能需要根据具体情况进行调整或选择其他计算方法。
在进行法兰配套螺栓长度计算时，还需要考虑实际施工和安装的因素。
例如，施工现场可能存在的螺栓安装空间限制、螺栓紧固方式选择等。
这些因素可能会对螺栓长度的确定产生影响，因此在实际应用中需要综合考虑。
正确计算法兰配套螺栓长度对于连接的安全和可靠性至关重要。
通过合理选择参数和正确应用公式，可以确保法兰连接的质量和性能。
在实际工程中，设计人员和施工人员应密切配合，确保法兰连接的正确安装和紧固，以提高工程质量和使用寿命。
螺栓连接计算公式总结
螺栓连接计算公式总结螺栓连接是机械设计中常见的一种连接方式，其主要计算公式可以总结如下：1.螺栓直径与被连接件孔径的配合关系设计有预紧力的螺栓连接，如需要拆卸，则螺栓直径应与被连接件的孔径有一定配合关系。
一般可按下列公式计算：d ≤ D -（1~1. 5）S其中 d为螺栓直径；D为被连接件的孔径；S为配合安全系数，轻型为1.0~1.1，重型为1.1~1.2。
2.螺栓承载能力的计算螺栓的承载能力应按下式计算：N ≤ Ψ·Σmiu·d²/4×[σ]其中 N为螺栓所受的剪切力及拉力之和（N）；Ψ为接头系数，由试验方法确定，一般可取0.6~0.7；Σmiu为各被连接件（钢板）的抗剪面积（对粗制螺栓取miu=mi+0.175mi，其中mi为被连接件（钢板）的重量（kg），对精制螺栓则取miu=mi；d为螺栓直径（m）；[σ]为螺栓材料的许用应力（MPa）。
3.拧紧螺栓所需的轴向力的计算拧紧螺栓所需要施加的轴向力可按下式计算：Fj=π·d·Σmp·d/4×[σ]其中 Fj为拧紧螺栓所需要施加的轴向力（N）；d为螺栓直径（m）；Σmp为各被连接件接触部位的预紧面上的正应力的合力（N/㎡），一般可取Σmp=(0.7~1.0)σs；[σ]为螺栓材料的许用应力（MPa）。
4.装配时的顶紧力的计算装配时的顶紧力可按下式计算：Fk=π·d·(Pmax-Pmin)/[d×(2~3)×(σs-σb)]其中 Fk为装配时的顶紧力（N）；d为螺栓直径（m）；Pmax为预紧时所需的最小顶紧力（N）；Pmin为预紧时所需的最大顶紧力（N）；σs为螺栓材料的屈服极限（MPa）；σb为螺栓材料的强度极限（MPa）。
一般情况下取预紧应力的中间值。
要求装配后获得准确预紧力，最好使顶紧力小于或等于设计计算值。
根据顶紧力乘以相应的保险系数即为需要的拧紧力。
螺栓设计计算公式
( 3 78)
N 1Ty
T r1
2 2 x y i i i 1 i 1 n n
T x1
2 2 x y i i i 1 i 1 n n
( 3 79)
由此可得螺栓1的强度验算公式为:
摩擦型连接：
承压型连接：
N
N
2 1Tx
N 1Ty N 1F
N 1Ty N 1F
i 1
( 3 86)
四、高强度螺栓群在拉力和剪力共同作用下的连接计算
V V
1 2 3 4
N
N
V作用下 N作用下
单个螺栓所受的剪力：
V Nv n
单个螺栓所受的拉力：
N Nt n
所以：
Ⅰ、对于高强度螺栓摩擦型连接应满足：
Nt N
b t
Nv N
b v
1
Ⅱ、对于高强度螺栓承压型连接应满足：
b v
N
b t
0.8 P
V
1 2 3 4
V
N1 N2 y1 N3 N4 y2 中 和 轴 N作用下 V作用下
N M
N M=N·e
M作用下
2、采用高强度螺栓承压型连接时 单个螺栓所受的剪力：
N v1
单个螺栓所受的最大拉力： N t 1
螺栓的强度计算公式：
N v1 Nb v N t1 Nb t
M=Ve
Nv Nt 1 Nb Nb v t
2
2
( 3 59)
Nv N
b c
( 3 60)
高强度螺栓连接计算
高强度螺栓的工作性能及单栓承载力 按受力特征的不同高强度螺栓分为两类：
螺栓连接实用计算公式
螺栓连接实用计算公式螺栓连接是一种常见的机械连接方式，通常用于连接两个或多个零件。
在工程设计和计算中，我们需要根据实际情况来确定螺栓连接的尺寸和参数，以保证连接的可靠性和安全性。
本文将介绍一些常用的螺栓连接计算公式，以帮助读者更好地理解和应用。
一、螺栓拉力计算公式在螺栓连接中，螺栓的拉力是一个重要的参数。
拉力的大小决定了螺栓的紧固程度，直接影响连接的可靠性。
根据受力分析原理，我们可以使用以下公式计算螺栓的拉力：拉力（F）= 力矩（M）/ 杠杆臂（L）其中，力矩是指施加在螺栓上的力与螺栓中心轴线的垂直距离的乘积，杠杆臂则是指螺栓直径的一半。
通过测量力矩和杠杆臂的数值，我们可以计算出螺栓的拉力大小。
二、螺栓预紧力计算公式螺栓的预紧力是指在紧固过程中施加在螺栓上的力。
预紧力的大小直接影响螺栓连接的紧固程度和稳定性。
根据预紧力的计算公式，我们可以得到以下关系：预紧力（Fp）= 螺栓材料的屈服强度（σy）× 螺栓截面的面积（A）其中，螺栓材料的屈服强度是指螺栓材料在拉伸过程中发生塑性变形的临界应力值，螺栓截面的面积则是指螺栓剖面的有效面积。
通过测量螺栓材料的屈服强度和螺栓截面的面积，我们可以计算出螺栓的预紧力大小。
三、螺栓的剪切强度计算公式在螺栓连接中，除了拉力外，螺栓还要承受剪切力。
螺栓的剪切强度是指螺栓在剪切过程中能够承受的最大应力值。
根据剪切强度的计算公式，我们可以得到以下关系：剪切强度（τ）= 螺栓材料的抗剪强度（σs）× 螺栓剖面的面积（A）其中，螺栓材料的抗剪强度是指螺栓材料在剪切过程中能够承受的最大应力值，螺栓剖面的面积则是指螺栓剖面的有效面积。
通过测量螺栓材料的抗剪强度和螺栓剖面的面积，我们可以计算出螺栓的剪切强度大小。
螺栓连接的实用计算公式涉及到螺栓的拉力、预紧力和剪切强度等参数的计算。
根据这些公式，我们可以根据实际情况来确定螺栓连接的尺寸和参数，以保证连接的可靠性和安全性。
螺栓连接计算公式总结
普通螺栓螺栓种类受力状态连接简图内力分布承载力设计值螺栓内力计算公式验算公式说明普通螺栓受剪轴心力当l1≤15d0(d0为孔径)时可认为均匀受剪nNNV=bVNNm in≤各螺栓均匀受力验算求承载力设计偏心力nFNF=1∑∑∑∑====+⋅=+⋅=niniiiTyniniiiTxyxxTNyxyTN112211112211()bFTyTxNNNNmin21121≤++验算求承载力受拉轴心力btebtfAN=nNNF=btFNN≤各螺栓均匀受力验算求承载力设计弯矩∑=211iyMyN btNN≤1中和轴在底排螺栓处验算求承载力小偏心中和轴在螺栓群形心处验算求承载力大偏心中和轴在底排螺栓处验算求承载力拉剪联合作用拉剪两种受力的组合btebtfAN=122≤⎪⎪⎭⎫⎝⎛+⎪⎪⎭⎫⎝⎛bttbvvNNNNbcvNnVN≤=tN按实际受拉情况区别计算验算摩擦型高强螺栓螺栓种类受力状态连接简图内力分布承载力设计值螺栓内力计算公式验算公式说明摩擦型高强螺栓受剪轴心力与普通螺栓相同)633(9.0-⋅⋅=PnNfbvμ与普通螺栓相同bvVNN≤各螺栓均匀受力验算求承载力设计偏心力与普通螺栓相同与普通螺栓相同()b vFTyTxNNNN≤++21121验算求承载力受拉轴心力与普通螺栓相同)733(8.0-=PN bt与普通螺栓相同btNN≤1各螺栓均匀受力验算求承载力设计弯矩∑=211iyMyN中和轴在螺栓形心处验算求承载力偏心力∑=⋅+=niiyyMnNN1211中和轴在螺栓形心处验算求承载力拉剪联合作用)25.1(9.08.0,tfbt vbtNPnNPN-==μ)25.1(9.08.01211tifniiNnPnVPyyMnNN∑∑-≤≤⋅+==μ中和轴在底排螺栓处验算承压型高强螺栓（请同学完成）螺栓种类受力状态受力简图内力分布承载力设计值螺栓内力计算公式验算公式说明承压型高强螺栓受剪轴心力偏心力受拉轴心力弯矩偏心力拉剪联合作用FeMNFN N。
螺栓结构设计计算公式与实例
松螺栓连接紧螺栓连接1、受横向工作载荷（1）当普通螺栓联结承受横向载荷时，由于预紧力的作用，将在接合面间产生摩擦力来抵抗工作载荷（如图），这时螺栓仅承受预紧力的作用，而且预紧力不受工作载荷的影响，在联结承受工作载荷后仍保持不变。
预紧力F0的大小，根据接合面不产生滑移的条件确定。
假设为保证接合面不产生滑移所需要的预紧力为F0，则结合面间的摩擦力与横向外载荷平衡的条件是：（2）螺栓除受预紧力的拉伸而产生拉伸应力外，还受拧紧螺纹时，因螺纹摩擦力矩而产生的扭转切应力，使螺栓处于拉伸与扭转的复合应力状态下。
因此在进行强度计算时，应综合考虑拉伸应力和扭转切应力的作用。
螺栓危险截面的拉伸应力为:预紧螺栓时由螺纹力矩T 产生的扭转剪切应力： 1.3：系数将外载荷提高30%，以考虑螺纹力矩对螺栓联接强度的影响，这样把拉扭的复合应力状态简化为纯拉伸来处理，大大简化了计算手续，故又称简化计算法2、受轴向工作载荷松螺栓连接装配时螺母不需拧紧，故在承受工作载荷之前螺栓不受力。
这种连接应用范围有限，主要用于拉杆、起重吊钩等连接方面。
螺栓所受拉力=工作载荷d1：螺栓小径F：螺栓总拉力[σ]：许用拉应力σs：螺栓屈服强度S S ：安全系数，一般取1.2-1.7z.f.F0≥KF z：结合面数目f－结合面的摩擦系数，K－防滑系数，K＝1.1-1.3F —横向载荷σs：螺栓屈服强度S S ：安全系数，一般取1.2-1.7受轴向工作载荷时,螺栓所受的总拉力：F2 = F1+ FF2 : 总拉力F1 : 残余预紧力F:工作载荷16/311d T πτ=][41σπF d ≥[]S ss σσ=[]S s s σσ=MPad F ca ][4/3.13.1212σπσσ≤==3、铰制孔螺栓（螺栓承受剪切力）螺栓杆与孔壁之间无间隙，接触表面受挤压；在连接接合面处，螺栓杆则受剪切。
因此，应分别按挤压及剪切强度条件计算。
切向连接计算
结合面摩擦系数是计算受到剪切方向载荷的螺栓连接非常重要的一个
参数，该数值取值大小会较大影响着螺栓选用的规格和性能等级。
对于紧固件连接的工程师来说，下面这个计算公式相信没有不熟悉的：
这个就是VDI2230标准的计算螺栓接头受到横向剪切方向载荷和扭转
载荷时计算所需的最小夹紧力的计算公式。
螺栓轴向力FKQ将两个或多个部件连接在一起，并通过结合面摩擦系
数μT产生的静摩擦力，用以传递螺栓切向载荷FQ或扭矩MY。
同样一个外部横向剪切方向的载荷10KN的接头，如果摩擦系数μTmin
取0.12,0.15,0.2,0.3计算出所需要的夹紧力会差别很大。
因此，有
必要对这个摩擦系数进行讨论。
我们常规计算中，一般取结合面摩擦系数为0.12，也有取0.15，这些
计算用的结合面摩擦系数从相关论文中也可以查出。
在汽车设计中，如果按照0.12,0.15的这些摩擦系数来计算校核接头
的所需夹紧力是否满足要求，往往发现所选用的螺栓规格较小，不能
满足外部载荷要求，特别是不能满足汽车滥用工况最大载荷情况下的
螺栓连接接头零件不能产生滑动的要求。
而这些车子都已经运行生产多年，没有大量出现因接头滑动的问题情况。
这说明设计的螺栓和拧紧要求是满足的。
因此，有必要怀疑常规
设计计算选用的摩擦系数选取0.12,0.15的合理性。
众所周知，电动车因为增加了电池包的重量，使整车的重量大大增加，以续航500km的电动车为例，往往比同等尺寸规格的燃油车重量要增
加300-400kg，也就是说有可能螺栓的规格会增大。
螺栓设计计算公式
普通螺栓抗剪连接
N/2
N
N/2
破坏形式
（1）螺栓杆被剪坏 N 栓杆较细而板件较厚时 （2）孔壁的挤压破坏 栓杆较粗而板件较薄时 （3）板件被拉断 N 截面削弱过多时 以上破坏形式予以计算解决。
N
N
（4）板件端部被剪坏(拉豁) 端矩过小时；端矩不应小于2dO N N
这 两 种 破 坏 构 造 解 决
当l1 60d 0时： 0.7
N n b N min
2、普通螺栓群偏心力作用下抗剪计算 e F F
1
N1F
y
1 N 1Tx
F T
r1
N1T
x
N1Ty
T
N1 F F n
★F作用下每个螺栓受力：
N1Tx T y1
x y
i 1 2 i i 1
n
n
2 i
N1Ty
T x1
承压型高强度螺栓—受力特征与普通螺栓类似。
摩擦型高强度螺栓抗剪连接单栓承载力
N 0.9n f P
b v
(3 63)
式中：0.9—抗力分项系数γR的倒 数(γR=1.111); nf—传力摩擦面数目; μ--摩擦面抗滑移系数; P—预拉力设计值.
承压型高强度螺栓抗剪连接单栓抗剪承载力
nv—剪切面数目； d—螺栓杆直径； fvb、fcb—螺栓抗剪和承压强度设计值； ∑t—连接接头一侧承压构件总厚度的较小值。
普通螺栓群抗剪连接计算
1、普通螺栓群轴心力作用下抗剪计算
N
l1
N/2 N/2
当l1 15d 0时： 1
l1 当 15d 0 l1 60d 0时： 1.1 150d 0
《机械设计》第九版 公式大全
第五章螺纹连接和螺旋传动受拉螺栓连接1、受轴向力FΣ每个螺栓所受轴向工作载荷：zFF/∑=z：螺栓数目；F：每个螺栓所受工作载荷2、受横向力FΣ每个螺栓预紧力：fizFKF s∑>f：接合面摩擦系数；i：接合面对数；sK：防滑系数；z：螺栓数目3、受旋转力矩T每个螺栓所受预紧力：∑=≥niisrfTKF10sK：防滑系数；f：摩擦系数；4、受翻转力矩M螺栓受最大工作载荷：≥zMLF maxmax5、受横向力FΣ每个螺栓所受工作剪力：F==ii1螺栓连接强度计算松螺栓连接：]σπσ≤=421d只受预紧力的紧螺栓连接：[]σπσ≤=43.121dF受预紧力和轴向工作载荷的紧螺栓连接：受轴向静载荷：[]σπσ≤=43.1212dF受轴向动载荷：[]pmbba dFCCCσπσ≤∙+=212受剪力的铰制孔用螺栓连接剪力：螺栓的剪切强度条件：[]σπτ≤=4/2dF螺栓与孔壁挤压强度：[]pp LdFσσ≤=min螺纹连接的许用应力许用拉应力：[]S Sσσ=许用切应力：[]τστSS=许用挤压应力： 钢：[]PS P S σσ=铸铁：[]PB P S σσ=S σ：螺纹连接件的屈服极限；B σ：螺纹连接件的强度极限；p S S S ⋅⋅τ：安全系数第六章 键、花键、无键连接和销连接普通平键强度条件：[]p p kldT σσ≤⨯=3102 导向平键连接和滑键连接的强度条件：p kldT p ≤⨯=3102T ：传递的转矩，N.mkl ：键的工作长度，d ：轴的直径，mmMPa静连接强度条件：[]p mp zhld T σϕσ≤⨯=3102动连接强度条件：[]p zhld T p m≤⨯=ϕ3102ϕ：载荷分配不均系数，与齿数多少有关，一般取8.0~7.0=ϕ，齿数多时取偏小值z ：花键齿数l ：齿的工作长度，mm h ：齿侧面工作高度，C dD h 22--=，C 倒角尺寸m d ：花键的平均直径，矩形花键2dD d m +=，渐开线花键1d d m =，1d 为分度圆直径，mm[]pσ：花键许用挤压应力，MPa[]p ：花键许用压力，MPa第八章 带传动1、带传动受力分析的基本公式2001F F F F -=-201eF F F +=1F ：紧边接力，N ； N ； e F ：有效拉力，N ； αf eec F ：临界摩擦力，N ； αf F ：临界有效拉力，N ； f ：摩擦系数，N ； α：带在轮上的包角，rad 3、带的应力分析 紧边拉应力：A F 11=σ 松边拉应力：AF 22=σ 离心拉应力：Aqv A F e c 2==σ带绕过带轮产生的弯曲应力：db d hE=σA ：带的横剖面面积，mm 2； q ：带的单位长度质量，kg/m ；v ：带速，m/s ； E ：带的弹性模量，N/mm2； h ：带的厚度，mm ； d d ：带轮基准直径，mm带的最大应力发生在紧边绕入小带轮之处：b c σσσσ++=1max第十章 齿轮传动直齿轮 圆周力：1112d T F t = αcos 1t n F =向力：βtan t a F F = 法向力直齿轮齿根弯曲疲劳强度校核公式：[]F Sa Fa t F F bmY Y Y F K σσε≥=1设计计算公式[]32112F SaFa d F Y Y z Y T K m σφε∙≥ Fa Y ：齿形系数；Sa Y 应力校正系数； F K 弯曲疲劳强度计算载荷系数，βF Fa v A F K K K K K =εY 弯曲疲劳计算的重合度系数直齿圆柱齿轮齿面疲劳接触强度计算[]H Z H d H H T Z Z uu d T K σφσε≤±∙=12311 设计计算公式321112⎪⎪⎭⎫⎝⎛∙±∙≥HE H d H Z Z Z u u T K d σφε斜齿轮齿根弯曲疲劳强度校核公式[]F n d Sa Fa F F Z m Y Y Y Y T K σφβσβε≤=21321cos 2设计计算公式[]32121cos 2F SaFa d F n Y Y z Y T K m σφββ⋅≥锥齿轮轮齿受力分析 圆周力112m t d T F =径向力211cos tan a t r F F F ==δα 轴向力211cos tan r t a F F F ==δα 法向载荷αcos tn F F =齿根弯曲疲劳强度校核计算公式()[]F R R SaFa F F u zm Y Y T K σφφσ≤+-=15.01221321设计计算公式()[]32212115.01F SaFa R R F Y Y u zT K m σφφ∙+-≥齿面接触疲劳强度校核计算公式()[]H R R H EH H ud T K Z Z σφφσ≤-=31215.014 设计计算公式[]()321215.014u T K Z Z d RR H HEH φφσ-⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛≥ 第十一章 蜗杆传动 蜗杆圆周力11212d T F F a t ==]H K ：载荷系数，v A K K K K β=，A K 使用系数，βK 齿向载荷分布系数，v K 动载系数[]H H σσ/：分别为蜗轮齿面的接触应力和许用接触应力，MPa蜗轮齿根弯曲疲劳强度校核公式[]F Fa F Y Y md d KT σσβ≤=221253.1 设计公式[]βσY Y z KT d m Fa F 221253.1≥F σ：蜗轮齿根弯曲应力，MPa2Fa Y ：蜗轮齿形系数[]F σ：蜗轮的许用弯曲应力，MPa第十二章滑动轴承一、不完全液体润滑径向滑动轴承计算在设计时，通常已知轴承所受的径向载荷F<N>，轴颈转速n<r/min>，轴颈直径d<mm>，进行以下验算： 1、验算轴承平均压力p<MPa>MPa pv 许用值MPa.m/s[]v ：许用滑动速度，m/s二、不完全液体润滑止推滑动轴承的计算在设计止推轴承时，通常已知轴承所受轴向载荷Fa ，轴颈转速n ，轴颈直径2d 和轴承孔直径1d 以及轴环数目z ，处于混合润滑状态下的止推轴承需校核p 和pv 。
螺栓螺钉连接位置度公差计算
螺栓、螺钉连接位置度公差计算一、螺栓连接的计算公式用螺栓连接丙个或两个以上的零件，且被连接零件均为光孔，其计算计算公式为：T≤KZZ=D MIN-d MAXT——位置度公差值Z——孔与紧固件之间的间隙D MIN——最小孔径d MAX——螺栓或螺钉的最大直径K——间隙利用系数推荐值：不需调整的固定连接K=1需调整的固定连接K=0.8或0.6若考虑结构、加工等因素，被连接零件采用不相等的位置度公差T a 、T b时，则必须满足：T a+T b≤2T二、螺钉连接的计算公式被螺钉连接的零件中有一个是螺孔(或其它不带间隙的过盈配合孔).而其它均为光孔,其计算公式为：T≤0.5KZZ=D MIN-d MAX若考虑结构、加工等因素，被连接零件采用不相等的位置度公差T a 、T b时，螺孔（或过盈配合孔）与任一零件的位置度公差的组合必须满足：T a+T b≤2T注：圆整后取标准公差值摘自机械工业出版社《机械工业最新基础标准应用手册》1988年出版位置度公差值的计算-形状和位置公差位置度公差GB 13319-1991本章给出适用于呈任何分布形式的内、外相配要素，为保证装配互换而给定位置度公差的公差值计算方法。
1 代号t--位置度公差值（公差带的直径或宽度）S--光孔与紧固件之间的间隙--光孔的最小直径Dmindmax--螺栓、螺钉或销轴的最大直径K--间隙利用系数2 螺栓连接的计算方式2.1 用螺栓连接两个或两个以上的零件，且被连接零件均为光孔，其孔径大于螺栓直径，如图45。
计算公式: t=K*S ---------------------------(1)式中：S=Dmin -dmaxK的推荐值为：不需调整的连接：K=1；需要调整的连接：K=0.8或K=0.6。
注：K值的选择应根据连接件之间所需要的调整间隙量确定。
例如：某个采用螺栓连接的部位，其光孔与紧固件之间的间隙为1mm：a. 若设计只要求装配时螺栓能顺利地穿入被被连接件的光孔，各被连接件不需作相互错动的调整；此时，选K=1，则t=1mm。
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轴
心
力
与普通螺栓相同
与普通螺栓相同
各螺栓均匀受力
验算
求承载力
设计
弯
矩
中和轴在螺栓形心处
验算
求承载力
偏
心
力
中和轴在螺栓形心处
验算
求承载力
拉
剪
联
合
作
用
中和轴在底排螺栓处
验算
承压型高强螺栓（请同学完成）
螺栓种类
受力状态
受力简图
内力分布
承载力设计值
螺栓内力计算公式
验算公式
说明Hale Waihona Puke 承压型高强螺栓受剪
轴心力
偏心力
受拉
轴
心
力
弯
矩
偏
心
力
拉
剪
联
合
作
用
普通螺栓
螺栓种类
受
力
状
态
连接简图
内力分布
承载力设计值
螺栓内力计算公式
验算公式
说明
普通螺栓
受剪
轴心力
当l1≤15d0(d0为孔径)时可认为均匀受剪
各螺栓均匀受力
验算
求承载力
设计
偏心力
验算
求承载力
受拉
轴
心
力
各螺栓均匀受力
验算
求承载力
设计
弯
矩
中和轴在底排螺栓处
验算
求承载力
小
偏
心
中和轴在螺栓群形心处
验算
求承载力
大
偏
心
中和轴在底排螺栓处
验算
求承载力
拉
剪
联
合
作
用
拉剪两种受力的组合
按实际受拉情况区别计算
验算
摩擦型高强螺栓
螺栓种类
受
力
状
态
连接简图
内力分布
承载力设计值
螺栓内力计算公式
验算公式
说明
摩擦型高强螺栓
受剪
轴心力
与普通螺栓相同
与普通螺栓相同
各螺栓均匀受力
验算
求承载力
设计
偏心力
与普通螺栓相同
与普通螺栓相同
验算
求承载力