螺纹连接受力分析(优质严制)
螺栓组受力
螺纹联接设计：螺栓组联接的受力分析螺栓联接多为成组使用，设计时，常根据被联接件的结构和联接的载荷来确定联接的传力方式、螺栓的数目和布置。
螺栓组联接受力分析的任务是求出联接中各螺栓受力的大小，特别是其中受力最大的螺栓及其载荷。
分析时，通常做以下假设：①被联接件为刚性；②各螺栓的拉伸刚度或剪切刚度（即各螺栓的材料、直径和长度）及预紧力都相同；③螺栓的应变没有超出弹性范围。
下面介绍几种典型螺栓组受力分析的方法。
1. 受轴向力Fz的螺栓组联接图15.5所示为气缸盖螺栓组联接，其载荷通过螺栓组形心，因此各螺栓分担的工作载荷F相等。
设螺栓数目为z，则F=Fz/z (15-19)此外螺栓还受预紧力，其总拉力的求法见本章第15.2.1节。
2. 受横向载荷FR的螺栓组联接图15.10为受横向力的螺栓组联接，螺栓沿载荷方向布置，载荷可通过两种不同方式传递。
图15.10(1) 用受拉螺栓联接螺栓只受预紧力F` ，靠接合面间的摩擦来传递载荷。
假设各螺栓联接接合面的摩擦力相等并集中在中心处，则根据板的平衡条件得或(15-20)式中μs--接合面摩擦系数，对于钢铁零件，当接合面干燥时，μs＝0.10～0.16；当接合面沾有油时，μs＝0.06～0.10；m--接合面数目；z--螺栓数目；kf--考虑摩擦传力的可靠系数，kf＝1.1～1.5。
若z＝1，m=1，并取μs＝0.15，kf＝1.2，则F`＝8FR。
由此可见，这种联接的主要缺点是所需的预紧力很大，为横向载荷的很多倍。
(2) 用受剪螺栓联接时，靠螺栓受剪和螺栓与被联接件相互挤压时的变形来传递载荷。
联接中的预紧力和摩擦力一般忽略不计。
假设各螺栓受均匀载荷Fs，则根据板的静力平衡条件得zF S= F R或F S=F R/z（15-21）3. 受旋转力矩T的螺栓组联接图15.11图15.11为底座承受旋转力矩T的作用，有绕螺栓组形心的轴线O－O旋转的趋势，载荷也可通过两种方式传递。
螺栓组受力分析报告与计算
螺栓组受力分析与计算一．螺栓组联接的设计设计步骤：1．螺栓组结构设计2．螺栓受力分析3．确定螺栓直径4．校核螺栓组联接接合面的工作能力5．校核螺栓所需的预紧力是否适宜确定螺栓的公称直径后，螺栓的类型，长度，精度以与相应的螺母，垫圈等结构尺寸，可根据底板的厚度，螺栓在立柱上的固定方法与防松装置等全面考虑后定出。
1. 螺栓组联接的结构设计螺栓组联接结构设计的主要目的，在于合理地确定联接接合面的几何形状和螺栓的布置形式，力求各螺栓和联接接合面间受力均匀，便于加工和装配。
为此，设计时应综合考虑以下几方面的问题：1〕联接接合面的几何形状通常都设计成轴对称的简单几何形状，如圆形，环形，矩形，框形，三角形等。
这样不但便于加工制造，而且便于对称布置螺栓，使螺栓组的对称中心和联接接合面的形心重合，从而保证接合面受力比拟均匀。
2〕螺栓的布置应使各螺栓的受力合理。
对于铰制孔用螺栓联接，不要在平行于工作载荷的方向上成排地布置八个以上的螺栓，以免载荷分布过于不均。
当螺栓联接承受弯矩或转矩时，应使螺栓的位置适当靠近联接接合面的边缘，以减小螺栓的受力〔如下图〕。
如果同时承受轴向载荷和较大的横向载荷时，应采用销，套筒，键等抗剪零件来承受横向载荷，以减小螺栓的预紧力与其结构尺寸。
接合面受弯矩或转矩时螺栓的布置3〕螺栓排列应有合理的间距，边距。
布置螺栓时，各螺栓轴线间以与螺栓轴线和机体壁间的最小距离，应根据扳手所需活动空间的大小来决定。
扳手空间的尺寸〔如下图〕可查阅有关标准。
对于压力容器等严密性要求较高的重要联接，螺栓的间距t0不得大于下表所推荐的数值。
扳手空间尺寸螺栓间距t0注：表中d为螺纹公称直径。
4〕分布在同一圆周上的螺栓数目，应取成4，6，8等偶数，以便在圆周上钻孔时的分度和画线。
同一螺栓组中螺栓的材料，直径和长度均应一样。
5〕防止螺栓承受附加的弯曲载荷。
除了要在结构上设法保证载荷不偏心外，还应在工艺上保证被联接件，螺母和螺栓头部的支承面平整，并与螺栓轴线相垂直。
螺栓组连接的受力分析及禁忌
ｌ３ －
４
式中 Ｆ 为预 紧力 （ ） Ｎ ， 为螺栓的直径 （一 ） 为螺栓 的许用应力 ｄ ｒ ， ｒ
（ ／ ｍ 。 Ｎｒ ） ａ
此公式可理解 为 ：螺栓被拧 紧时既受 托又受 扭 ，采用第 四强度理 论 ，拉扭合 成 的结果相 当于纯拉伸 的 １ 倍 。应深 刻理解 １ 的物理 意 ． ３ ． ３ 义 ， 安全系数 和可 靠系数等 。 绝非 ２ ． ２既受预 紧力又受 工作载荷 的受拉 螺栓 外载荷为轴 向载荷 Ｆ 或 翻倒 力矩 Ｍ作用 ， 而采用受 拉螺栓 的情况 属于此种情况 ， 度条 件为 ： １ ， 强 ． ３
的相对 刚度系数 ；工作 载荷 Ｆ 由轴 向力 Ｆ 或 翻倒 力矩 Ｍ引起 的 ， 是 。 其 值可 由螺栓组受力分 析相关公式求得 。 如螺 栓受变载荷作 用 ，除按上 述公式进 行设计 或校核 满足静 强度 外 ， 验算螺栓的应力 幅 ， 盯≤【 详 细内容请参 考机械 设计教材 。 尚需 即 叮， ２ ． ３受剪螺栓连接 的强 度设 计 计算 ２． ．１受剪螺栓连 接的强度设计计算 概述 ３ 受剪螺栓 （ 铰制孑 光制螺栓 ） Ｌ 螺栓杆 和螺栓孑采 用基孑 制过渡 配合 Ｌ Ｌ （ ７ ６Ｈ ／６， Ｈ ／ ， ７ ）能精确 固定被 连接件 相对位 置 ， 承受横 向载 荷 ， ｍ ｎ 并能 但 是孔 的加工 精度要求 高 。用于 结构要求 紧凑或连 接空 间受 到 限制 的情 况。受剪螺栓连接 的失效形式 为螺栓 的栓杆部分被 压溃或栓 杆被剪 断。 Ｉ 剪强度计算 ： ） 抗 ２抗压 强度计算 ： ）
横 向力被接缝 面间 的摩 擦力平衡 ，螺栓组受 的转矩 被接缝 面问 的压 力 产 生的摩擦力矩平衡 。拧紧螺栓 时每个螺栓受到 的轴 向拉力 ， 连接件 被 受 到夹紧力 而产生预 紧力 Ｆ。因此螺 栓没有受 到剪切 ，只受到 预紧力 Ｆ， 即只受拉 而不受剪 。 ２螺栓 连接的强度设 汁汁算 及禁忌 螺栓组受力 的分析 目的是 求 出一组 螺栓 中受 力最大 的螺栓 所受 的 力， 进行强度计算 。 作用 于—组螺栓 的外 力有轴 向力 、 横向力 Ｆ 、 转矩 Ｔ及 翻倒 力矩 Ｍ 四种情 况 ， 对于单个 螺栓 的受 力只有 两种情 况 ： 受拉或 受剪 。工程应 用中多数应用 为受拉螺栓 。 ２ ． １只受预 紧力 的受拉螺栓连 接 只受 预 紧力 Ｆ 的受拉 螺栓连 接 ，是指 工作后 不 再受 轴 向载荷作 用 。例如外 载荷为横 向力 Ｆ Ｒ或转矩 Ｔ 用 ， 作 受拉螺 栓连接属 于这种情 况， 只受预 紧力 作用 ， 其强度条件 为 ： １Ｆ， ． ３
螺纹连接受力分析
螺纹连接受力分析螺纹连接受力分析一、 螺纹强度校核把螺母的一圈螺纹沿大径展开，螺杆的一圈螺纹沿小径展开，视为悬臂梁，如图。
相关参数：轴向力F ，旋合螺纹圈数z （因为旋合的各圈螺纹牙受力不均，因而z 不宜大于10）； 螺纹牙底宽度b ，螺纹工作高度h ，每圈螺纹牙的平均受力为F z ，作用在中径上。
螺母——内螺纹，大径、中径、小径分别为D 、2D 、1D 。
螺杆——外螺纹，大径、中径、小径分别为d 、2d 、1d 。
1. 挤压强度螺母一圈挤压面面积为2D h π，螺杆一圈挤压面积为2d h π。
螺母挤压强度2[]pp F F z A D hπσ==≤σ F/zAπDπD2πD1Ab螺母的一圈沿大径展开F/zAπd1πd2πdAb螺杆的一圈沿小径展开[]b σ：螺纹牙的许用弯曲应力，对钢材，[]1~1.2[]b σσ=2. 自锁性能自锁条件vψψ≤，其中，螺旋升角22arctan arctanSnp d d ψππ==，螺距、导程、线数之间关系：S =np ； 当量摩擦角arctan arctancos vv ff ψβ==， 当量摩擦系数cos v f f β=f为螺旋副的滑动摩擦系数，无量纲，定期润滑条件下，可取0.13～0.17；β为牙侧角，为牙型角α的一半，2βα=3. 螺杆强度1、 实心螺杆[]21FF =A d4σσπ=≤2、 空心 按实际情况计算3、 普通螺纹[]22c 1F F F =A H d d -446σσππ==≤⎛⎫⎪⎝⎭cd ：普通螺纹螺栓拉断截面，是一个经验值，其经验计算公式为c1H dd 6=-其中，[]σ为材料的许用拉应力，[]sn σσ=，sσ为屈服应力，为安全系数，一般取3～5。
二、 螺栓连接强度4. 预紧力计算：一般，螺栓预紧应力可达到材料屈服应力的50%~70%。
T ：预紧力矩，0T K F d =⋅⋅，K 为拧紧力系数，d为螺纹公称直径， 0F ：预紧力，00sFA σ=⋅σ：预紧应力，00.5~0.7sσσ=，sσ为材料屈服应力s A ：螺纹部分危险剖面的面积，24ss Ad π=⋅sd ：螺纹部分危险剖面的计算直径，()23s d d d =+，316dd H =-，5. 松螺栓连接松螺栓连接，工作载荷F ，螺栓危险截面强度[]21FF=A d4σσπ=≤6. 紧螺栓连接紧螺栓连接，无工作载荷时。
工程施工中螺杆受力分析
工程施工中螺杆受力分析
螺杆的受力分析涉及到多个因素，包括力的作用、应力分布、变形等。
在施工中，螺杆通
常承受拉力、压力、剪力等多种力的作用，因此需要进行详细的受力分析，以确保螺杆在
承受最大力时不会发生变形或破坏。
首先，我们可以从力的作用入手，分析螺杆受力的主要方向和大小。
在工程施工中，螺杆
通常用于连接构件，承受拉力或压力。
在受力分析中，我们需要考虑这些力的方向和大小，以确定螺杆的受力情况。
接下来，我们可以分析螺杆的应力分布。
在受力作用下，螺杆表面会产生应力，需要通过
应力分析确定螺杆的安全工作范围。
通常情况下，螺杆处于弯曲应力和剪切应力的作用下，需要根据这些应力的大小确定螺杆的耐力和变形情况。
另外，变形也是螺杆受力分析中需要考虑的因素之一。
在受到外力作用时，螺杆会发生变形，可能会导致连接不牢固或施工质量问题。
因此，在螺杆的受力分析中，我们需要考虑
螺杆的变形情况，并通过适当的方法来补偿变形或加固连接部位。
总的来说，螺杆在工程施工中扮演着重要的角色，受力分析是确保工程质量和安全的关键
步骤。
通过对螺杆受力的详细分析，工程师可以设计出合适的连接结构，确保施工的顺利
进行，为建设安全可靠的工程提供保障。
油管螺纹联接受力分析及优化措施
油管螺纹联接 受力分析及优化措施
Ｓｔ ｒ ｅｓ ｓ ａｎａｌ ｙｓ ｉ ｓ ａｎｄ ｏｐｔ ｉ ｍｉ ｚ ａｔ ｉ ｏｎ ｍ ｅａｓｕｒ ｅｓ ｏｆ ｔ ｕｂｉ ｎ ｇ ｔ ｈｒ ｅａｄ ｃｏｎｎｅｃｔ ｉ ｏｎ
孙 浩 ，袁光明，鉴继超
ＳＵＮ Ｈａ ｏ， ＹＵＡＮ Ｇｕ ａ ｎ ｇ — ｍｉ ｎ ｇ ， Ｊ Ｉ ＡＮ Ｊ ｉ — ｃ ｈ ａ ｏ
１ 有 限元模 型的建 立
由于 粘 扣 主 要 是 由齿 面 接 触 区 局 部 发 生 过 量
图 １ 螺 纹联 接 的 有 限 元 网 格 划 分 图
塑性 变 形 引起 的 ， 因 此对 螺 纹拧 紧 后齿 面 的 接 触 应力Ｈ 的研 究尤 为重 要 。本 文 是对 上 扣过程 的油 管 螺 纹连 接 进 行 受 力 分 析 ， 分 析 的 接 触 类 型 为 面 一 面弹 性 接 触 ，并 定义 单 元 类 型 为Ｐ Ｌ ＡＮＥ ４ ２ ，根 据 模 型 的 要 求 ， 选择 四 边 形 单 元 形 状 ，采 用 自 由网 格 进 行 网格 划 分 。 由于 实 验 室 计 算机 计 算 能 力 有
（ 山东 理工大学 机械工程学 院，淄博 ２ ５ ５ ０ ４ ９ ）
摘
要 ：随着油管的大量应用 ， 人们开 始越 来越 重视 如何 提高油管寿命问题 ，而粘扣是影响油管寿命的 主要 因素。本文针对 油管螺纹粘扣 问题 ，利用 Ａ Ｎ Ｓ Ｙ Ｓ 软件 建立有限元模 型 ，对油管 螺纹联接 上扣状 态进行 受力分析 ，得到 了油管螺纹 连接后各 扣牙的 受力情况 。同时对有 限元的计 算结
样 的 失 效 形 式 ，如 粘 扣 、滑 脱 、疲 劳 断 裂 、腐 蚀
等 ，其 中粘 扣 是 油 管 螺 纹 失 效 的 主 要 形 式 。即 便 是 质量 完全 符 合ＡＰ Ｉ（ 美 国石 油学 会 ）标 准 的产 品 ，在 使 用 过 程 中也 经 常 发 生 粘 扣 现 象 ，很 大 程 度 上 缩短 了 油管 的 使 用 寿命 ， 从 而 给 油 田带 来 了 巨 大 的 经 济 损 失 。为 了解 决 这 一 问题 ，本 文 通 过 探
螺纹副受力分析
左手旋，前进—左旋
旋向(螺旋线方向)：常用右旋，特殊要求 时用左旋。
（三）特点
• 三角形螺纹： 粗牙螺纹——用于紧固件（一般联接）； 细牙螺纹——同样的公称直径d下，P小，自锁性好，适于薄
壁细小零件和冲击变载等情况；
• 根据螺旋线头数： 单头螺纹（n=1）——用于联接
F
tan(
r
)
（7-8）
螺纹副效率： W2 / W1 tan / tan( rv ) （7-9）
自锁条件: rv
（7-10）
§7—3 螺纹联接与螺纹联接件
（一）螺栓联接 – 普通螺栓联接 – 铰制孔螺栓联接
（二）双头螺栓联接 （三）螺钉联接 （四）紧定螺钉联接 （五）其它联接及联接件
动联接——运动副
应用：为使机器制造、安装、调整、维修和运输等
一、螺纹的形成和种类
（一）形成
• 把一锐角为φ的直角三角形绕到一直径为d2的圆柱体 上，绕时底边与圆柱底边重合，则斜边就在圆柱体上 形成一条空间螺旋线。
• 如用一个平面图形（如三角形）沿螺旋线运动并使平面始 终通过圆柱体轴线，这样就构成了三角形螺纹。同样改变 平面图形K，同样可得到矩形、梯形、锯齿形、圆弧形 （管螺纹）
（1）螺纹牙（根部a—a处）的剪切强度条件为：
τ
=π
F Dbz
≤ τ[ ]
(7 - 25)
（2）螺纹牙（根部a—a处）的弯曲强度条件为：
Fh
σb
=
π
z2 Db2
3Fh =π Db2z
≤ [σ b ]
(7 - 26)
6
§7—7 轴与毂联接
轴与毂联接：轴上零件（如齿轮、带轮等）与轴联接在一 起。其功能主要用于实现轴与轴上零件的周向固定，并传 递转矩。
螺纹连接受力分析
在Fa的作用下，法向反力比矩形螺纹大为：
Fn
Fa
cos
这时螺纹的摩擦阻力为：
Ff
f Fn Fa
cos
f
f
cos
Fa
f 'Fa
这时把法向力的增加看成摩擦系数的增加。
f ' f tg ' cos
f '称为当量摩擦系数
ρ'称为当量摩擦角
为牙型斜角
用f '取代f，用ρ'取代ρ，就可像矩形螺纹那样对
在同样的载荷Fa，同样的牵引速度V，走过同样 的距离S情况下：
没有摩擦时，需要的输入功 =FS= Fa S tg (ψ) 理论上 考虑摩擦时，需要的输入功
ddd dd2d2 2 dd1d1 1
PPP LL=L=n=nPn(PP(n(n=n=2=)2)2) LLL
ddddd2d22dd1d1 1
hhh
4）螺 距 P — 相邻两牙在中径圆柱面的母线上对应 两点间的轴向距离。 5）导程（S）— 同一螺旋线上相邻两牙在中径圆柱面 的母线上的对应两点间的轴向距离。 6）线数n —螺纹螺旋线数目，一般为便于制造n≤4。
螺距、导程、线数之间关系：S=nP
PPP LL=L=n=nPn(P(Pn(n=n=2=)2)2) LLL
dddd2dd2 2 dd1d1 1
ddddd2d22dd1d1 1
hhh
7）螺旋升角ψ—中径圆柱面上螺旋线的切线与垂直于
螺旋线轴线的平面的夹角。 tgψ =nP/πd2 8）牙型角α—轴向截平面内螺纹牙型相邻两侧边的夹
第二部分 联 接
概述 1 螺纹参数 2 螺旋副的受力分析、效率和自锁 3 机械制造常用螺纹 4 螺纹联接的基本类型及螺纹紧固件 5 螺纹联接的预紧和防松
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螺纹连接受力分析
一、 螺纹强度校核
把螺母的一圈螺纹沿大径展开，螺杆的一圈螺纹沿小径展开，视为悬臂梁，如图。
相关参数：
轴向力F ，旋合螺纹圈数z （因为旋合的各圈螺纹牙受力不均，因而z 不宜大于10）； 螺纹牙底宽度b ，螺纹工作高度h ，每圈螺纹牙的平均受力为F z ，作用在中径上。
螺母——内螺纹，大径、中径、小径分别为D 、2D 、1D 。
螺杆——外螺纹，大径、中径、小径分别为d 、2d 、1d 。
F/z
A
πD
πD
2πD
1
A
b
螺母的一圈沿大径展开F/z
A
πd
1
πd
2
πd
A
螺杆的一圈沿小径展开
1. 挤压强度
螺母一圈挤压面面积为2D h π，螺杆一圈挤压面积为2d h π。
螺母挤压强度2[]p p F F z A D h πσ=
=≤σ 螺杆挤压强度2[]p p F F z A d h
σσπ=
=≤ p σ为挤压应力， []p σ 为许用挤压应力。
2. 剪切强度
螺母剪切面面积为Db π，螺杆剪切面面积1d b π。
螺母，剪切强度[]F F z A Db
ττπ=
=≤
螺杆，剪切强度1[]F F z A d b
ττπ=
=≤ []0.6[]τσ=，[]s
n
σσ=
为材料许用拉应力，s σ为材料屈服应力。
安全系数，一般取3～5。
3. 弯曲强度
危险截面螺纹牙根部，A-A 。
螺母，弯曲强度23[]b b M Fh W Db z
σσπ=
=≤ 螺杆，弯曲强度213[]b b M Fh W d b z
σσπ=
=≤ 其中，L ：弯曲力臂，螺母22D D L -=
，螺杆2
2
d d L -= M ：弯矩，螺母22D D F M F L z -=⋅=
⋅，螺杆2
2
d d F M F L z -=⋅=⋅ W ：抗弯模量，螺母2
6
Db W π=
，螺杆2
16
d b W π=
[]b σ：螺纹牙的许用弯曲应力，对钢材，[]1~1.2[]b σσ=
4. 自锁性能
自锁条件v ψψ≤， 其中，螺旋升角22
arctan
arctan S np d d ψππ==，螺距、导程、线数之间关系：S =np ； 当量摩擦角arctan arctan
cos v v f
f ψβ
==， 当量摩擦系数cos v f f β=
f 为螺旋副的滑动摩擦系数，无量纲，定期润滑条件下，可取0.13～0.17；
β为牙侧角，为牙型角α的一半，2βα=
5. 螺杆强度
1、 实心
螺杆[]21F F =A d 4
σσπ=≤ 2、 空心
按实际情况计算 3、 普通螺纹
[]22c 1F F F =
A H d d -446σσππ==≤⎛⎫
⎪⎝⎭
c d ：普通螺纹螺栓拉断截面，是一个经验值，其经验计算公式为c 1H
d d 6
=-
其中，[]σ为材料的许用拉应力，[]s
n
σσ=
，s σ为屈服应力，为安全系数，一般取3～5。
二、 螺栓连接强度
6. 预紧力计算：
一般，螺栓预紧应力可达到材料屈服应力的50%~70%。
T ：预紧力矩，0T K F d =⋅⋅，K 为拧紧力系数， d 为螺纹公称直径，
0F ：预紧力，00s F A σ=⋅
0σ：预紧应力，00.5~0.7s σσ=，s σ为材料屈服应力
s A ：螺纹部分危险剖面的面积，2s s A d π=⋅
s d ：螺纹部分危险剖面的计算直径，()23s d d d =+，316d d H =-，
7. 松螺栓连接
松螺栓连接，工作载荷F ，螺栓危险截面强度[]21F F
=
A d 4
σσπ=≤
8. 紧螺栓连接
紧螺栓连接，无工作载荷时。
螺栓危险截面拉伸应力0
2
1F =
d 4
σπ，危险截面扭转切应力 ()020
232
111tan 2tan tan 20.5161tan tan 4
V V V F d F d d d d ψψψψτσπψψπ+⋅+=
=⋅⋅≈-⋅ 根据第四强度理论，螺栓预紧状态下，螺栓危险截面计算应力 ()2
2
2
2
2
11.3330.5 1.3[]4
ca F d σστσσσσπ=+=+≈=
≤ 紧螺栓连接，有轴向工作载荷。
螺栓受力4个量，预紧力0F ，工作载荷F ，残余预紧力1F ，受载时螺栓总拉力2F 。
螺栓和被连接件的受力与变形关系，如图。
F 0
F
F 1
F 2
F
max
λ b
Δλ
λ'm
λ m
F
λ
θ b
θ m
ΔF
O m
O b
（1） 受载前，螺栓仅受预紧力0F 即为螺栓拉力，被连接件压力为0F 。
仅受预紧力时，螺栓伸长量为b λ，被连接件压缩量为m λ。
其中，螺栓刚度0
tan b b b
F C θλ=
=，被连接件刚度0
tan m m m
F C θλ=
=。
（2） 受载后，被连接件压力为1F ，螺栓总拉力210F F F F F =+=+∆。