螺纹连接受力分析
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。
螺纹联接原理及力矩管理
四、硬联接与软联接
扭矩
N.m
< 30 度
硬联接
< 30 度 (ISO 5393)
0
扭矩
N.m
贴合点
> 720 度
角度
软联接
> 720 度 (ISO 5393)
0
贴合点
角度
螺纹联接原理
硬联接与软联接
扭矩
过扭
目标
硬联接
软联接
均值偏差
贴合点 0
角度
螺纹联接原理
硬联接与软联接
动态测试 ：装配的同时用在线式扭矩传感器测量
装配时预紧力的大小通常是通过拧紧力矩来控制的
螺纹联接原理
螺纹的受力分析
螺旋副中的受力情况
拧紧力矩T
摩擦力
预紧力
这是我们需 要控制的！
夹紧力
夹紧力
预紧力
摩擦力
螺纹联接原理
螺纹的受力分析
预紧力和拧紧力矩之间的关系
拧紧力矩T
T T1 T2
螺母端面和支承面之 间的摩擦阻力矩T1
d2 2
QP tg (
力矩紧固及管理方法
螺纹联接原理 工具简介 AF1力矩管理体系
一、螺纹的基本知识
螺纹联接：利用螺纹零件构成可拆式联接
使用联接是为了便于机器的制造、安装、运输、维修以及提高劳动生 产率，常见的可拆式联接有螺纹联接、键联接及销联接等
√ 螺栓联接
√ 螺钉联接
双头螺柱联接
紧定螺钉联接
螺纹联接原理
螺纹的基本知识
（6）螺纹升角ψ ：中径d2圆柱上，螺旋线的切 线与垂直于螺纹轴线的平面的夹角。 （7）牙型角α ：轴向截面内螺纹牙型相邻两侧 边的夹角。牙型侧边与螺纹轴线的垂线间的夹 角。 （8）接触高度 h ：内外螺纹旋合后，接触面的 径向高度。
螺纹联接分析
第二篇 联接为了便于机器的制造、装配、维修、运输及使用，机器中的零件需要彼此联接。
因此，机械设计人员必须熟悉各种机器中常用的联接方法及有关联接零件的结构、类型、性能与适用场合，掌握它们的设计理论或选用方法。
⎩⎨⎧的联接。
件间不允许有相对运动时，被联接的零（部）机械静联接：机器工作接；件间可有相对运动的联时，被联接的零（部）机械动联接：机器工作机械联接本篇主要讨论机械静联接。
⎪⎪⎩⎪⎪⎨⎧合联接。
可拆或不可拆的过盈配才能拆开的联接；损坏联接中的某一部分不可拆联接：至少必须性能；多次装拆无损于其使用的联接。
接中任一零件就可拆开可拆联接：不须损坏联机械静联接设计被联接件时，应同时决定所要采用的联接类型，联接类型的选择以（1）使用要求和经济性为依据。
一般，采用不可拆联接是由于制造及经上的原因；采用可拆联接是由于结构、安装、运输、维修上的原因。
不可拆联接较可拆联接低廉。
（2）考虑联接的加工条件和被联接件的材料、形状、尺寸等因素。
板件与板件的联接，多选用螺纹联接、焊接、铆接或胶接；杆件与杆件的联接，多选用螺纹联接或焊接；轴与轮毂的连接，常采用键、花键联接或过盈联接；轴与轴常采用联轴器或离合器。
设计联接时要满足的要求：1．保证联接的牢固性；2．保证联接的强度：既满足联接的工作要求，又保证联接本身及联接零件的强度。
当一个联接中包含多个危险剖面和工作面时，以其中最薄弱的部位决定联接的工作能力。
在可能的条件下，应使联接和被联接件强度相等或相近，以便充分发挥被联接件的承载能力。
3．保证联接的刚度；4．对锅炉、压力容器等应满足紧密性要求。
第三章 螺纹联接螺纹联接是一种利用螺纹零件构成的可拆联接。
特点：结构简单，工作可靠，装拆方便，类型多样，且大多数螺纹零件已经标准化，由专业厂家生产，所以应用广泛。
§3-1 螺纹一．分类⎩⎨⎧外螺纹内螺纹螺纹付,⎩⎨⎧右旋左旋旋向 ， ⎩⎨⎧多线单线螺纹线数,⎩⎨⎧用于传动。
矩形、梯形、锯齿型：用于联接；三角形螺纹、管螺纹：牙型 ⎩⎨⎧米制螺纹牙数表示。
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
螺纹连接受力分析公司标准化编码 [QQX96QT-XQQB89Q8-NQQJ6Q8-MQM9N]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[]p p F F z A D h πσ==≤σ 螺杆挤压强度2[]p p F F z A d hσσπ==≤ 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 Dbττπ==≤螺母的一圈沿大径展开螺杆的一圈沿小径展开螺杆，剪切强度1[]F F z A d bττπ==≤ []0.6[]τσ=，[]snσσ=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 zσσπ==≤ 螺杆，弯曲强度213[]b b M Fh W d b zσσπ==≤ 其中，L ：弯曲力臂，螺母22D D L -=，螺杆22d d L -= M ：弯矩，螺母22D D F M F L z -=⋅=⋅，螺杆22d d F M F L z -=⋅=⋅ W ：抗弯模量，螺母26Db W π=，螺杆216d 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22arctanarctan S np d d ψππ==，螺距、导程、线数之间关系：S =np ；当量摩擦角arctan arctancos v v 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～；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 4σσπ=≤ 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 1Hd d 6=-其中，[]σ为材料的许用拉应力，[]snσσ=，s σ为屈服应力，为安全系数，一般取3～5。
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。
第6章 6-2 螺旋副的受力分析、效率和自锁
分析得 : F +FQ +Fr=0
ρ =tg-1 f ----摩擦角
F= FQ tan (ψ +)
Fr Fn
v
ρ
f
ψ
F FQ
驱动力矩： T F d2 （螺纹力矩） 2
d2 2
Fatg(
)
F FQ
Fr
对于螺纹连接，T为拧紧螺纹时的螺纹力矩
ψ +ρ
松开时：
相当于使滑块等速沿斜面 下滑，轴向载荷 FQ变为驱 动力， F变为维持滑块等 速运动所需的平衡力。
滑块不能在重力作用下下滑。这一现象称为自锁现 象。螺旋千斤顶就是利用这一原理工作的。
二、非矩形螺纹（=0)
三角形螺纹、梯形螺纹、锯齿形螺纹
1、螺纹受力分析：
轴
=0 线
FQ 螺母
这时螺纹的摩擦阻力为：
Ff f FQ
螺杆 Fn
Fn=FQ
当β≠ 0º时，摩擦力为：
轴 线
β
螺母 FQ
α
这时螺纹的摩擦阻力为：
2、螺纹自锁条件为：
φ≤ρv
三、螺旋副效率为：
Fr
螺旋副的效率问题是由于摩擦引起的： φ
上升：
FQ F
若不考虑摩擦时：F= FQ tan (φ)
Fr φ +ρV
若考虑摩擦时： F= Fa tan (φ +v)
FQ F
在同样的载荷FQ，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= FQ S tan (φ) 理论上 考虑摩擦时，需要的输入功
可得： F= FQ tan (ψ -)
ψ
Fn ρ
Fr
v
f Fn
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螺纹连接受力分析
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
螺母——内螺纹，大径、中径、小径分别为 D 、 D 2、D 1。
螺杆——外螺纹，大径、中径、小径分别为
d 、d 2、 d 1。
1. 挤压强度
螺母 螺母挤压强度 螺杆挤压强度 p 为挤压应力， 2. 剪切强度 螺母剪切面面积为
螺母，剪切强度
D
2h ，螺杆一圈挤压面积为 F Fz [ p ] A D 2h F Fz [ p ] A d 2h p ] 为许用挤压应力。
Db ，螺杆剪切面面积 d 1b 。
F
Fz []
A
Db p p
[ d 2 h 。
F z ，作用在中径上。
螺母的一圈沿大径展开
螺杆的一圈沿小径展开
螺杆，剪切强度Fz
d1b
[]
3.
4.
5. [ ] 0.6[ ] ，[
安全系数，一般取
弯曲强度
为材料许用拉应力，
n
s 为材料屈服应力。
3～5。
危险截面螺纹牙根部，
螺母，
螺杆，
其中，
弯曲强度
弯曲强度
A -
A 。
L ：弯曲力臂，螺母
M ：弯矩，螺母M
W ：抗弯模量，螺母
3Fh
Db2z
3Fh
d1b2z
L
D D2，螺杆
2
FDD
L
z2
D
6
b
2，螺杆
6
[ b] ：螺纹牙的许用弯曲应力，对钢材，
自锁性能
自锁条件
其中，螺旋升角
当量摩擦角
d d2
2
2，螺杆M F
b]
S np
arctan arctan ，螺距、
d2 d2
arctan f v arctan
cos
F d d2
z2
d1b2
1 ~ 1.2[
导程、线数之间关系：S= np ；
，当量摩擦系数f v
cos
f 为螺旋副的滑动摩擦系数，无量纲，定期润滑条件下，可取
为牙侧角，为牙型角的一半，
螺杆强度
1、实心
0.13～0.17；
[ ] s ， s 为屈服应力，为安全系数，一般取 n 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， T K F 0 d ， K 为拧紧力系数， d 为螺纹公称直径，
F 0
：
预紧力，
F 0
A s
0 ：预紧应
力，
0.5 ~ 0.7 s ， s 为材料屈服应力
A s ：螺纹部分危险剖面的面积， A s
d s 2 4
d s ：螺纹部分危险剖面的计算直径， d s d 2 d 3 2， d 3 d 1 H 6，
7. 松螺栓连接
松螺栓连接，工作载荷 F ， 螺栓危险截面强度 = F
F
2 [ ]
A
d 12 4
8. 紧螺栓连接
紧螺栓连接，无工作载荷时。
螺杆 = F
A F
d 12 4
[]
2、 空心 按实际情况计算
3、 普通螺纹 4 d c
4 d 1 -
d c ：普通螺纹螺栓拉断截面， 是一个经验值， 其经验计算公式为
d c d 1 H
6
c 1
6
其中， [ ] 为材料的许用拉应力，
3～ 5。
螺栓危险截面拉伸应力
F
， d 12 4
危险截面扭转切应力
仅受预紧力时，螺栓伸长量为 b ，被连接件压缩量为
工作载荷 F 继续增大，被连接件的压缩变形完全消失时 压力 F 1 0 ，螺栓总拉力达到 F max ，为保证连接的紧密性，防止被连接件
F 0 tan
V d 2 2 tan tan V 2d 2
0 0.5
d 13 16 1 tan tan V d 1
d 12 4
0.5
F 0
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
ca
2
3 0.5 2 1.3
1d
.312F 0
4 [ ]
紧螺栓连接，有轴向工作载荷。
螺栓受力 4 个量，预紧力 F 0，工作载荷 F ，残余预紧力 F 1 ，受载时螺栓总拉力 F 2 。
其中，螺栓刚度 C b
F
tan b ，被连接件刚度 C m b
F 0
tan m 。
2) 受载后，被连接件压力为 F 1 ，螺栓总拉力 F 2 F F 1
F 0
F 。
螺栓继续伸长
，总伸长量为 b
被连接件因螺栓伸长而放松，压缩量减小
，总压缩量为
，被连接件
F 0 。
1) 受载前，螺栓仅受预紧力 F 0 即为螺栓拉力，被连接件压力为
16
8
间产生缝隙，故要求
F 1 0 。
3)
预紧系数 K f
F 0
，螺栓的相对刚度
C
C b。
C K。
F 0 F 1
K
C b C m
由几何关系求得，
螺栓拉力增量
F C K F ，
螺栓预紧力 F 0
F 1 F F
F 1 1 C K F
螺栓总拉力 F 2
F 0 F F 0
C K F
4)
设计步骤：根据连接的受载情况， 求螺栓工作拉力 F ；根据连接的工作要
求，选取 F 1 值；计算螺栓的总拉力 F 2 F F 1 ；螺栓强度计算及校核。
三、 普通螺纹相关参数
螺距 P ，内螺纹大径 D ，外螺纹大径 d
3
牙底宽度 b P 0.75P
4
工作高度 h
D D
1 5
H
28
53
P 0.5413 P
内螺纹小径 D 1 D 2h D 1.0825 P
理论高度 H
3
P
2
0.8660P
内螺纹大径D 2
3
Dh
5
D3 3P
16 D 0.3248 P
四、。