VDI2230高强度螺栓连接系统计算
关于《VDI-2230标准》的使用说明
关于《VDI-2230标准》的使用说明由于《VDI-2230标准》是针对高强度螺栓校核建立的，所以在计算时，不同强度螺栓的参数选取有所区别。
高强度螺栓碳钢：8.8级及以上奥氏体不锈钢类：8.0级及以上一、通用说明R0. 被夹紧件确定被夹紧件长度lK:垫片长度不算；若滑块在螺杆方向，则算作螺母，亦不计入。
R1.拧紧系数的确定拧紧系数与拧紧方式相关，不同的拧紧方式对应的拧紧系数范围不同。
如果有试验值，则用试验值，如果没有试验值，则根据表A8取值，一般拧紧方式为扭矩扳手拧紧；螺纹摩擦系数μG：根据表A5得到，如果有试验值，则取试验值。
R2.受力界面数、横向力数值、扭矩数值的确定q f , qm：被夹紧件串联取1，并联取2；Ansys中导出的MYmax值取绝对值，计算时代入正值。
R3. 连接类型的确定根据受力情况而定，一般情况为同心夹紧与加载，且趋于安全性的考虑，选SV1。
R5. 轴力数值的确定FAmax为Ansys中静强度工况导出的轴力，若出现负值，代入0。
R7. 屈服强度的利用系数屈服强度利用系数v应根据试验而定，目前根据VDI标准取0.9作为比较值。
设计提供的预紧力与最大装配预紧力必须要小于F Mzul。
R8.工作应力的确定如果初始设计给的预紧力合格，则以后步骤中出现的FMZul均代入设计给的预紧力。
R9.交变应力的确定F SAO - FSAU为Ansys中疲劳工况导出的轴力，若出现负值，代入0。
R11.最小连接长度标准件不用校核，非标准件和螺钉需要校核。
二、高强度螺栓1.涉及查表的参数，先取中值，若不通过，则另外考虑。
其中R1螺纹摩擦系数μG 取0.1，R2被夹紧界面最小摩擦系数μTmin取0.21。
2.R12中抗滑移安全系数定义为1.2，防剪切系数定义为1.1。
三、非高强度螺栓1.涉及查表的参数，均取范围内的边界值。
2.R4中预紧力损失量FZ取计算值的10%。
3.R12中抗滑移安全系数义为1，防剪切系数定义为1.1。
基于VDI2230标准车钩连接螺栓强度分析
基于VDI2230标准车钩连接螺栓强度分析摘要：地铁车钩安装用螺栓是车钩钩缓与车体连接的关键部件，该处螺栓属于高强度螺栓，应用有限元分析软件ANSYS，根据螺栓实际运行工况，采用实体建模法，对某地铁车钩安装座连接螺栓进行接触非线性分析，得出螺栓轴向最大拉力，然后基于VDI2230标准对螺栓进行强度校核，对车钩安装用螺栓的选用和校核具有指导意义。
关键词：高强度螺栓；有限元分析；VDI2230标准；校核0 前言：地铁车辆与车辆之间通过车钩缓连接，车钩缓通过采用螺栓连接的方式与车体底架上的车钩安装座连接，如图1所示。
车钩缓安装是否可靠直接关系到地铁能否安全运行。
为确保地铁可靠安全的运行，在实际设计中，需要对车钩安装用螺栓（图1中安装螺栓）进行强度校核，传统的螺栓强度校核以机械设计手册为校核标准，偏于保守，不能最大限度利用螺栓的承载能力[3]。
德国工程师协会（VDI）制定颁布的VDI2230高强度螺栓连接系统计算标准（以下简称“VDI2230标准”）被广泛认可。
VDI2230标准为设计螺栓连接提供了一种系统的计算方法，确保了其所设计的螺栓连接在功能和操作上都具备一定的可靠度，同时最大限度的利用螺栓的承载能力[1][4]。
本文利用有限元分析软件采用整体建模法对某地铁车钩安装用螺栓进行接触非线性分析，得出螺栓最大轴向拉力，然后基于VDI2230标准对螺栓进行强度校核，为地铁车钩安装用螺栓设计与选用提供参考。
某地铁车钩安装用螺栓参数见表1。
表1 某地铁车钩安装螺栓参数1、地铁车钩安装座用螺栓有限元分析本节将应用有限元软件ANSYS，对车钩安装用螺栓进行有限元分析。
螺栓有限元分析主要方法有真实建模法、无螺栓等效载荷法，螺栓耦合模拟法、螺栓混合建模法等，本次采用真实建模法对车钩安装用螺栓进行分析。
图1 全自动钩缓示意图1.1有限元前处理车钩缓装置零件数量极多，结构比较复杂，本文选取与车钩安装座连接部分作为研究对象，工程应用不同于基础研究，在进行有限元分析时，抓住主要的分析对象，对三维模型进行简化，不仅可以节省计算资源，而且可以获得准确的计算结果，满足工程应用。
螺栓扭矩和预紧力计算公式vdi2230
螺栓扭矩和预紧力计算公式vdi2230螺栓扭矩和预紧力是机械装配中非常重要的参数，对于确保装配的可靠性和安全性至关重要。
在VDI2230标准中，给出了一种计算螺栓扭矩和预紧力的公式，旨在帮助工程师们准确地进行装配设计和计算。
螺栓扭矩和预紧力的计算公式是基于螺栓的弹性变形原理。
当螺栓受到外力时，会发生弹性变形，从而产生预紧力。
预紧力的大小取决于螺栓的拉伸变形程度，而拉伸变形程度又与扭矩大小有关。
在计算螺栓扭矩和预紧力时，首先需要确定装配中的摩擦系数。
摩擦系数反映了螺栓和连接件之间的摩擦情况，不同的材料和表面处理方式会影响摩擦系数的大小。
接下来，需要确定装配的工作参数，包括螺栓直径、螺纹间距和螺纹长度等。
这些参数会影响螺栓的刚度和受力情况。
根据VDI2230标准，螺栓的扭矩和预紧力之间的关系可以用下面的公式来表示：F = (2 * T * K) / (d * p)其中，F表示预紧力，T表示螺栓扭矩，K表示螺栓刚度，d表示螺栓直径，p表示螺纹间距。
这个公式是根据螺栓的弹性变形原理和力的平衡原理推导出来的。
通过这个公式，我们可以根据给定的螺栓扭矩来计算出对应的预紧力。
反之，如果我们已知预紧力，也可以通过这个公式来计算出所需的螺栓扭矩。
需要注意的是，这个公式只适用于理想情况下的计算，即假设螺栓和连接件之间没有松动和失效等情况。
在实际应用中，还需要考虑其他因素，如材料的强度和刚度、连接件的松动等。
在实际的工程应用中，为了确保装配的可靠性和安全性，通常会根据实际情况对计算结果进行修正和调整。
这包括考虑螺栓和连接件的松动、温度变化等因素。
螺栓扭矩和预紧力的计算是机械装配设计中的关键步骤之一。
通过合理地计算和调整，可以确保装配的可靠性和安全性，提高机械设备的工作效率和寿命。
在实际应用中，需要根据具体情况进行综合考虑和分析，以得到最合理的装配设计方案。
VDI2230高强度螺栓连接系统计算研究
且根据应力取决于夹 紧零件和被夹 紧零件的弹
性 回能 。因此 总 结 如下 ：
Ｆｓ ＾一 Ｆ＾
（） ２
（） ３
Ｆ＾ Ｆｓ ＋ ＦＰ 一 ＾ ＾ ＦＰ ＝ （ 一 ） ＾ ＾ １ Ｆ
（ ） ４
并且 ：
Ｆ Ｒ Ｆ Ｋ ＝ ｖ— ＦＰ ＝ Ｆｖ （ 一 ） ＾ 一 １ Ｆ＾ （ ） ５
— —
在 大端 轴承 盖 螺 栓 连 接 中， 受 往 复 承
活 塞发 动 机 的振 动 ． 种 螺 栓 的 夹 紧 力 必 须 调 这
整得更高ｔ 以保证 在其 内力作用下不会 出现接 合 面单 侧分 离或 打 滑 。这两 种情 况 都会 由于 螺
栓 连接 的 自动 卸开 或螺 栓 的疲 劳 失效 从 而 引起 逐 渐破坏 。 由于夹 紧力会 引起 受力 轴 承 套变 形 ． 直 到它 们在 接 台 面 完 全停 止 转 动 一 此 夹 紧 力 因 应 该是 内部 压力 产 生的 工作 载荷 的许 多倍 。
一 一
螺 栓 的强 度级 别 ；
图２ 普通情况轴向工作栽荷 Ｆ 连接 图 ， 一
・
一
…
由于工作载荷引起连接体或者连接零
２７ ・
国外技术与管理
。 ＿
交 变 载 荷疲 劳强 度 ；
＼ 、 ＼ ＼
Ｆ 之 间（ 见 ４ ６ ２节 ） Ｍ 参 ．．
～
螺 栓 头 部 或 螺母 引起 的被夹 紧零 件 的
的弹性变形产生了单个螺栓连接处的轴 向载荷
Ｆ 、 向力 Ｆ 、 一横 口 弯矩 Ｍ 以 及 有 时 存 在 的 扭 矩 Ｍｒ 由于结 构零 件 和螺检 连 接 的设 计 是多 种 多 。 样的・ 确定 这 些 基 本 变量 的载 荷 与变 形 分 析是 困 难 而又 复 杂 的 ， 须 利用 静力 学和 弹性 力 学 必
VDI_2230实例
因此，可以求得预加载荷的损失量为
FZ f Z 1 1 8 10 3 2.415 103 N 6 6 S P 2.95 10 3.63 10
R5 要求的最小装配预紧力按公式（R5/1）计算（P22） 。
' FM min FKerf (1 * en ) FA max FZ F Vth 1000 (1 0.008) 24900 2415 0 28116 N
lGew 18 1.152 10 6 mm / N ES Ad 3 2.05 105 76.25
GM G M
lG lM 0.5 d 0.33 d 0.5 12 0.33 12 5 E S Ad3 E S AN E S Ad3 E S AN 2.05 10 76.25 2.05 10 5 113.1
基本实体的外径 DA DZ 80mm
DA 80 3.79 可得 y dWm 21.11
对于穿孔螺栓（DSV）按公式（5.1/27）计算D（D 见 P33，图 5.1/4 b）
tan D 0.362 0.032 ln( L / 2) 0.153ln y 0.362 0.032 ln(1.99 / 2) 0.153ln 3.79 0.556
在热处理以前滚压而成的螺栓，其疲劳极限按（5.5/19）式（P80）计算。
FM max l FMzul(10.9) 。
所选择的螺栓满足工作要求。 R8 工作应力 按（R8/1－P23）式计算最大的螺栓受力
FS max FM zul * en FA max 64800 0.008 24900 64999 N
关于VDI2230高强度螺栓系统计算的使用说明
关于使用VDI2230进行螺栓校核的说明1.通用说明R1. 确定拧紧系数拧紧系数与拧紧方式相关，不同的拧紧方式对应的拧紧系数范围不同。
如果有试验值，则用试验值，如果没有试验值，则根据拧紧方式取VDI2230表A8中拧紧系数范围的中值。
R2.摩擦系数、受力界面数的确定摩擦系数与被连接件的材料、表面处理方式有关。
q f , q m 取值根据连接件的受力方式而定，做一个图例数据库，采用图例说明。
并联或串联R3. 连接类型的确定根据受力情况而定，做一个图例数据库，采用图例说明。
sv1R4. 预紧力损失量VDI2230表中数值是对应屈服强度90%利用率的预紧力的损失量，如果初始预紧力低于这个许用最大预紧力（F M <F Mzul ），预紧力损失量取预紧力的10%。
设计给定的10%。
R7. 屈服强度的利用系数，螺纹最小摩擦系数μGmin屈服强度利用系数v 应根据试验而定，目前根据VDI 标准取0.9作为比较值。
设计提供的预紧力与最大装配预紧力必须要小于F Mzul 。
螺纹最小摩擦系数μG min 由查表得到，如果有试验值，则取试验值。
R8. 确定工作应力如果初始设计给的预紧力合格，则公式（th max max V A n Mzul s F F F F ∆-+=ϕ）中F Mzul 用设计给的预紧力，否则计算终止，或者给设计提建议，采用R6中计算得到的最大装配预紧力，然后使用该预紧力校核。
R9. 确定交变应力F SAO 和F SAU 为计算的轴向载荷乘以螺栓轴向载荷系数。
R10. 确定表面压力F SA为螺栓的轴向载荷，应在F A的基础上乘以螺栓轴向载荷系数，若F A<0，则F SA取零。
F V为设计提供的预紧力。
R11.最小连接长度标准件不用校核，非标准件和螺钉需要校核。
R12.抗滑移安全系数抗滑移安全系数暂时按标准取1.2，如果取1.2不通过，则另外考虑。
2.非高强度螺栓VDI方法校核注意事项需要根据设计给出的预紧力的数值进行校核，不能完全照搬VDI标准中的参数，主要考虑到VDI是针对高强度螺栓建立的，预紧力是按照屈服强度90%利用率定的。
采用VDI2230的风力发电机组塔筒法兰联接处螺栓强度分析.
设备设计/诊断维修/再制造现代制造工程(ModernManufacturingEngineering)2011年第5期采用VDI2230的风力发电机组塔筒法兰联接处螺栓强度分析*陈真,杜静,何玉林,刘卫,冯博(重庆大学机械传动国家重点实验室,重庆400044)摘要:针对风力发电机组塔筒法兰联接处螺栓轴线与法兰横向对称中心线不一致,且螺栓所受外载荷为偏心载荷的问题,基于VDI2230螺栓联接理论对法兰联接处螺栓进行理论分析,计算出实际工况下螺栓螺纹处的等效应力,采用有限元理论对法兰联接处螺栓在MSC.Marc/Mentat环境中进行接触强度分析,有限元结果与理论计算结果基本吻合。
研究为螺栓联接强度分析提供了新的思路。
关键词:螺栓;VDI2230螺栓联接理论;风力发电机;有限元中图分类号:TM614 文献标志码:A 文章编号:1671 3133(2011)05 0125 05 StrengthanalysisofboltjointonwindturbinetowerflangebasedonVDI2230 CHENZhen,DUJing,HEYu lin,LIUWe,iFENGBo (TheStateKeyLaboratoryofMechanicalTransmission,ChongqingUniversity,Chongqing4 00044,China)Abstract:Fortowerflangeandboltjointofwindturbine,theaxisofboltisinconsistentwiththeho rizontalsymmetryaxisofflange.Theboltofflangesufferedeccentricload.Thetheoreticalanal ysisofsuchcasewascarriedoutreferringtothetheoryofVDI2230.Equivalentstressunderactu alconditionwasobtained.Onbaseoffiniteelementtheorycontactstrengthanalysisofflangean dboltswereconductedinMSC.Marc/Mentat.Theresultoffiniteelementanalysisisapproxima telyagreeablewiththetheoreticalresult.Providesanovelapproachforstrengthanalysisofbolt. Keywords:VDI2230;boltjoint;windturbine;finiteelement0 引言塔筒法兰联接处螺栓作为风力发电机组重要的联接件,其联接的可靠性决定着整个风力发电机组的整体可靠性,传统螺栓联接强度理论只对螺栓组联接受轴向载荷或受倾覆力矩的情况进行了简单分析[1]论在MSC.Marc/Mentat环境中进行螺栓接触强度分析,为螺栓联接设计提供新的理论依据。
Overview of VDI 2230 高强度螺栓连接系统计算
Beam Geometry, Ex. 2
• Axial force, FA • Transverse force, FQ • Moment of the plane of the beam, MZ
Rotation of Flanges
• Axial force, FA (pipe force) • Bending moment, MB • Internal pressure, p
Calculation Step R1
• Estimation of bolt diameter, d • Estimation of clamping length ratio, lK/d • Estimation of mean surface pressure under bolt head or nut area, pG • If pG is exceeded, joint must be modified and lK/d re-determined re-
• • • • Axial force, FA (pipe force) Transverse force, FQ Torsional moment, MT Moment, MB
Flanged Joint with Plane Bearing Face, Ex. 3
• • • • Axial force, FA (pipe force) Transverse force, FQ Torsional moment, MT Moment, MB
Calculation Step R10
• Check surface pressure under bolt head and nut bearing area • Allow for chamfering of hole in determining bearing area • Tables provide recommendations for maximum allowable surface pressure • If using tightening to or beyond yield, modify caห้องสมุดไป่ตู้culation
VDI 2230计算例题
VDI 2230计算例题讲解主要内容和目的本部分主要通过介绍VDI 2230中附录B 实例B1的计算过程让大家对VDI 2230的计算方法有初步的认识、了解VDI 2230计算的基本步骤和方法，然后演示一个商业软件对该例题的计算，给大家今后的应用提供一种思路和办法。
一、VDI 2230例题B11.1初始条件：图示螺栓连接作为一个中心受力连接的计算例题主要尺寸：液压缸内压力2m ax /5.5mm N p =。
承压面积2222245364/)2580(4/)(mm D D A St Z =⋅-=⋅-=ππ。
轴向载荷kN A p F A 9.2445365.5m ax m ax =⨯=⋅=。
活塞是一个产生压力的零件，每小时300个工作冲程。
因此轴向载荷可以看作是一个动载荷。
由于螺栓还要有密封的作用，因而在不受载荷的情况下，还应该保持不少于NF KR 3m in 10=，以保证安全。
活塞材料为16MnCr5，活塞杆材料为C45。
表面粗糙度m R Z μ16=。
连接扭紧时使用能够指示扭矩的扳手。
1.2计算步骤R0 初步确定螺栓公称直径，核算其适用范围由表A7，对于集中作用的动载荷N F A 3m ax 109.24⋅=及0=Q F ，螺栓的直径可以按以下的步骤进行：表7A 确定螺栓的直径范围A 取N F 25000=作为仅次于max A F 的最大比较载荷。
B2 对于集中作用的轴向动载荷，取最小装配预紧力N F M 40000m in =。
C 用指示扭矩的扳手扭紧，取最大装配预紧力N F M 63000m ax =。
D 由表A7第2列，选择尺寸为M12的螺栓，其性能等级为12.9，为的是减小对活塞杆截面的削弱。
选择圆柱螺栓ISO4762－M12⨯60－12.9（GB 70.1-2000修改等同该标准）得到以下尺寸。
R1扭紧系数按采用的扭紧工具（显示扭矩的扳手），扭紧系数按表A8确定，对摩擦因数为B 级， 扭紧系数αA ＝1.7R2确定所需最小的夹紧力这一连接是中心对称的（0=sym S ，见P34，图5.1/5 b ）而且在中心加载（a ＝0，见P34，图5.1/5 a ）。
基于VDI2230标准的螺栓设计参数优化案例展示.pdf
基于VDI2230标准的螺栓设计参数优化案例展示在上一次的案例分析中，我们通过一个简单的螺栓连接设计与可靠性验证的案例出发，掌握了MDESIGN BOLT模块的基本操作。
而这一次，我将会在之前的案例的基础之上，通过对螺栓连接设计进行优化，来了解与掌握更多的MDESIGN BOLT模块的功能。
一、案例回顾我们先简单回顾一下上一个案例的工况信息以及计算分析结果。
从计算结果可以看出：⑴初选出的螺栓的许可装配预紧力大于螺栓连接所需要的最大装配预紧力；⑵抗屈服安全系数S F=1.16＞1，满足抗屈服安全条件；⑶抗疲劳安全系数S D=18.44＞1.2，远远满足交变应力安全条件；⑷抗压溃安全系数S pMK=1.19＞1，S pBK=1.18＞1，满足表面压强安全条件；⑸现有啮合长度m vorh=18mm大于最小有效啮合长度mges=9.9mm，满足最小啮合条件；⑹依据工况所提供的装配工艺（扭矩扳手拧紧法），所需的拧紧扭矩为109.23N*M；综上，针对此案例，根据MDESIGN BOLT模块的计算结果判定，初选所确定的螺栓能够满足预定的设计要求，具有良好的可靠性。
在进行螺栓连接设计的时候，往往需要从两个方面考虑设计的合理性：一方面是设计的螺栓连接能够在已知的工况下完成预设的功能，即不发生失效，具有足够的可靠性；另一方面是设计的螺栓连接不存在过大的功能冗余，即不存在在强度、材料上的过度设计，进而达到降低重量或成本的目的。
在上一个推送中，我们验证了初选所确定的螺栓能够满足预定的设计要求，具有良好的可靠性，但是否会存在过大的功能冗余呢？从上图中我们可以发现，螺栓所能承受的最大装配预紧力（红线），相比于螺栓所需的最大装配预紧力（绿线），大了40%左右。
根据经验，这种情况下往往会存在过大的功能冗余，即可以使用公称直径更小或是强度等级更低的螺栓进行连接，依旧能够保证螺栓连接的可靠性。
二、修改螺栓的公称直径考虑到螺栓连接需要从活塞杆中扩孔，那么是否可以选用公称直径更小的螺栓，减小扩孔的孔径，进而减小对活塞杆的强度的削弱呢？通过MDESIGN BOLT模块，我们只需修改一个输入参数即可验证以上想法。