MSC 螺栓连接分析
连接学习目标1螺栓组联接的受力分析2螺栓组联接的结构设计3
学习目标：
1.螺栓组联接的受力分析 2.螺栓组联接的结构设计 3.螺纹联接件的材料
一、螺栓组联接的结构设计和受力分析
工程中螺栓成组使用，单个使用极少。因此，必须研究栓组设计和受力 分析，它是单个螺栓计算基础和前提条件。
（一）螺栓组联接的结构设计 要设计成轴对称的几何形状 螺栓的布置应使螺栓的受力合理 螺栓的布置应有合理的间距、边距 同一组螺栓联接中各螺栓的直径和材料均应相同 避免螺栓承受偏心载荷
（二）螺旋传动的结构及材料
1.螺母结构
整体螺母 组合螺母 对开螺母 这种螺母便于操作，一般用于车床溜板箱的螺旋 传动中 不能调整间隙，只能用在轻载且精度要求较低的 场合
2.螺杆结构
通常采用牙型为矩形、提醒或锯齿形的右旋螺纹。特殊情况下也采用 左旋螺纹。
3.材料
一般螺杆的选用原则如下：
高精度传动时多选碳素工具钢 需要较高硬度，可采用铬锰合金钢或者采用65Mn钢 一般情况下可用45、50钢
复习思考题
1．在常用的螺旋传动中，传动效率最高的螺纹是( )。 A .三角形螺纹 B. 梯形螺纹 C .锯齿形螺纹 D .矩形螺纹 2．当两个被联接件之一太厚，不宜制成通孔，且联接不需要经常拆 卸时，往往采用( )。 A 螺栓联接 B 螺钉联接 C 双头螺柱联接 D 紧定螺钉联接
3.两被联接件之一较厚，盲孔且经常拆卸时，常用（）。
a) 悬置螺母 b) 环槽螺母 c)内斜螺母 d)环槽内斜
2.减小螺栓的应力变化幅度
受变载荷作用的螺栓，其应力也在一定的幅度内变动，减小螺栓刚度或增大 被联接件刚度等皆可以使螺栓的应力变化幅度减小。
降低螺栓刚度 适当增加螺栓长度、减小螺栓光杆直径，也可以在螺母下装弹性元件 以降低螺栓刚度。
螺栓连接例题分析
例题1.如下图所示，有一用M20C级螺栓的钢板拼接，钢材为Q235-A。
计算此拼接能承受的最大轴心力设计值N 。
1 / 92 / 93 / 9例题2.图示一钢板的对接拼接，螺栓直径d=20mm ，孔径d0=21.5mm ，C 级螺栓。
钢板截面为—16*220，拼接板为2—8*220，钢材采用Q235—AF ，承受外力设计值N=535KN 。
钢板抗拉强度设计值f=215N/mm 2，螺栓的强度设计值为f v b =140 N/mm 2和f c b =305N/mm 2。
试设计此对接拼接。
拼接。
4 / 95 / 9例3如图所示，偏心受拉的C 级普通螺栓连接，偏心拉力设计值N=300KN ，e=60mm ，螺栓布置如图。
，螺栓布置如图。
（1） 试确定螺栓的规格确定螺栓的规格（2） 其他条件不变，若e=100mm ，则螺栓的规格又如何？，则螺栓的规格又如何？6 / 97 / 9例题4.有一牛腿如图所示，用粗制4.6级螺栓连接于钢柱上，牛腿下有一支托板承受剪力，螺栓采用M20，钢材为Q235BF ，螺栓间距采用70mm ，竖向荷载V 距离柱翼缘表面200mm ，设计值为100KN ，轴向力N 设计值为120KN 。
（1） 验算螺栓强度算螺栓强度（2） 如改用5.6级精制螺栓，不考虑支托承剪，再验算螺栓强度8 / 99 / 9例题5如图所示，该连接采用为双盖板拼接的钢板连接，钢材为Q235B ，高强度螺栓为8.8级的M20，连接处板件接触面采用喷砂处理，作用在螺栓群形心处的轴心拉力设计值N=180KN 。
试设计此连接。
接。
螺栓连接技术分析
螺栓连接技术分析摘要：螺栓紧固连接是当下机械部件连接中使用作为广泛的部件，组装质量要求对部件的工作稳定性具有十分重要的作用。
螺栓连接的设计使用要求十分严苛，既要保证螺栓连接的强度，又要防止螺栓的疲劳失效，还要避免螺栓对连接件表面状态造成的影响等。
所以螺栓连接在设计时需要考虑螺栓规格的选取，螺栓预紧力的设计，以及螺栓防松方式的选取。
在轨道车辆转向架部件上，由于列车运行速度快，转向架受到轮轨间作用力的影响会产生剧烈的振动和冲击，对螺栓的紧固状态造成影响，选取适当的螺栓规格并施加合适的力矩对螺栓连接的稳定性具有重要的研究意义。
本文针对螺栓的连接的特性以及轨道列车的运行要求，分析研究螺栓紧固方法，表面处理以及防松技术。
关键词：转向架；螺栓连接；紧固方法；表面处理；防松技术1.研究背景螺栓连接结构作为常用的紧固手段，在各类机械结构中应用广泛，尤其是航空、航天领域，螺栓连接结构质量的好坏，对机械设备的整体性能至关重要。
而松动是螺栓连接结构失效的主要形式之一，会导致连接件之间夹紧力的逐渐减小，甚至造成整个螺栓连接的失效，引发重大事故，因此研究螺纹连接结构具有十分重要的意义。
尤其在轨道列车上，动车组列车载重大、速度快，对于螺栓性能要求高。
近些年随着国家对高铁事业的大力支持，动车组列车发展迅速。
动车组列车由若干带动力的车辆（动车）和不带动力的车辆（拖车）组成，列车在正常使用期限内以固定编组模式运行。
截至2019年统计，我国铁路营业里程达13.9万公里以上，其中高铁占到了3.5万公里，全国铁路路网密度14.5公里/万平方公里。
2019年全年铁路旅客发送量完成35.79亿人次，为人们的生活工作提供了便利。
2.研究意义螺栓连接结构作为常用的紧固手段，具有结构简单、连接紧凑、便于装拆等优点，在各类机械结构中应用广泛。
其主要功能是保证被连接结构之间能够可靠地传递力或运动。
螺栓连接结构质量的好坏，对机械设备的整体性能至关重要。
螺栓连接的有限元分析
1 概述螺栓是机载设备设计中常用的联接件之一。
其具有结构简单,拆装方便,调整容易等优点,被广泛应用于航空、航天、汽车以及各种工程结构之中。
在航空机载环境下，由于振动冲击的影响，设备往往产生较大的过载，对作为紧固件的螺栓带来强度高要求。
螺栓是否满足强度要求，关系到机载设备的稳定性和安全性。
传统力学的解析方法对螺栓进行强度校核，主要是运用力的分解和平移原理，解力学平衡方程，借助理论和经验公式，理想化和公式化。
没有考虑到连接部件整体性、力的传递途径、部件的局部细节(如应力集中、应力分布)等等。
通过有限元法，整体建模，局部细化，可以弥补传统力学解析的缺陷。
用有限元分析软件MSC.Patran/MSC.Nastran提供的特殊单元来模拟螺栓连接，过程更方便，计算更精确，结果更可靠。
因此，有限元在螺栓强度校核中的应用越来越广泛。
2 有限元模型的建立对于螺栓的模拟，有多种模拟方法，如多点约束单元法和梁元法等。
多点约束单元法(MPC)即采用特殊单元RBE2来模拟螺栓连接。
在螺栓连接处，设置其中一节点为从节点(Dependent)，另外一个节点为主节点(Independent)。
主从节点之间位移约束关系使得从节点跟随主节点位移变化。
比例因子选为1,使从节点和主节点位移变化协调一致，从而模拟实际工作状态下，螺栓对法兰的连接紧固作用。
梁元法模拟即采用两节点梁单元Beam，其能承受拉伸、剪切、扭转。
通过参数设置，使梁元与螺栓几何属性一致。
本文分别用算例来说明这两种方法的可行性。
2.1 几何模型如图1所示组合装配体，底部约束。
两圆筒连接法兰通过8颗螺栓固定。
端面受联合载荷作用。
图1 三维几何模型2.2 单元及网格抽取圆筒壁中性面建模，采用四节点壳元(shell)，设置壳元厚度等于实际壁厚。
法兰处的过渡圆弧处网格节点设置密一些，其它可以相对稀疏。
在法兰上下两节点之间建立多点约束单元(RBE2，算例1,图3)或梁元(Beam, 算例2,图4)来模拟该位置处的螺栓连接。
螺栓组连接的设计与受力分析
第十四章第三节螺栓组联接的设计与受力鼠标双击自动滚屏分析工程中螺栓皆成组使用，单个使用极少。
因此，必须研究栓组设计和受力分析。
它是单个螺栓计算基础和前提条件。
螺栓组联接设计的顺序——选布局、定数目、力分析、设计尺寸一、结构设计原则1、布局要尽量对称分布，栓组中心与联接结合面形心重合（有利于分度、划线、钻孔），以受力均匀2、受剪螺栓组（铰制孔螺栓联接）时，不要在外载作用方向布置8个以上，螺栓要使其受力均匀，以免受力太不均匀，但弯扭作用螺栓组，要适当靠接缝边缘布局，否则受力太不均3、合理间距，适当边距，以利用扳手装拆4、避免偏心载荷作用a）被联接件支承面不平突起b）表面与孔不垂直c）钩头螺栓联接防偏载措施：a）凸合；b）凹坑（鱼眼坑）；c）斜垫片二、螺栓组联接受力分析目的：——求受力最大载荷的螺栓前提（假设）：①被联接件为刚性不变形，只有地基变形。
②各螺栓材料、尺寸、拧紧力均相同③受力后材料变形在弹性范围内④接合面形心与螺栓组形心重合，受力后其接缝面仍保持平面1、受横向载荷的螺栓组联接特点：普通螺栓，铰制孔用螺栓皆可用，外载垂直于螺栓轴线 普 通 螺 栓 ——受拉伸作用铰制孔螺栓——受横向载荷剪切、挤压作用。
单个螺栓所承受的横向载荷相等靠摩擦传力靠剪切传力nm f F K F s Rf ='nmF F R s =5.11.1,-=--------f f s K K n m f 安全系数螺栓数目接合面对数接合面间磨擦系数式中2、受横向扭矩螺栓组联接靠底板间摩擦传力由静平衡条件∴联接件不产生相对滑动的条件为：则各个螺栓所需的预紧力为∑==+++⋅=niisfnsfrfTKrrrfKTF121)('靠螺杆受剪切传力=∑TTKTrFfrFfrFffnsss=≥+++'''21由底板平衡条件可知 由变形协调条件可知，各个螺栓的变形量和受力大小与其中心到接合面形心的距离成正比n sns s r F r F r F === 2211则螺栓所受的最大工作剪力为：∑=⋅=n i i s rr T 12max max F3、受轴向载荷螺栓组联接单个螺栓工作载荷为：F=P/ZP ——轴向外载Z ——螺栓个数Tr F r F r F n sn s s =+++ 2211上一节下一节四川机电职业技术学院机械工程系四川省攀枝花市（0812）6251577友情提示：本资料代表个人观点，如有帮助请下载，谢谢您的浏览！。
螺栓连接地有限元分析报告
1 概述螺栓是机载设备设计中常用的联接件之一。
其具有结构简单,拆装方便,调整容易等优点,被广泛应用于航空、航天、汽车以及各种工程结构之中。
在航空机载环境下，由于振动冲击的影响，设备往往产生较大的过载，对作为紧固件的螺栓带来强度高要求。
螺栓是否满足强度要求，关系到机载设备的稳定性和安全性。
传统力学的解析方法对螺栓进行强度校核，主要是运用力的分解和平移原理，解力学平衡方程，借助理论和经验公式，理想化和公式化。
没有考虑到连接部件整体性、力的传递途径、部件的局部细节(如应力集中、应力分布)等等。
通过有限元法，整体建模，局部细化，可以弥补传统力学解析的缺陷。
用有限元分析软件MSC.Patran/MSC.Nastran提供的特殊单元来模拟螺栓连接，过程更方便，计算更精确，结果更可靠。
因此，有限元在螺栓强度校核中的应用越来越广泛。
2 有限元模型的建立对于螺栓的模拟，有多种模拟方法，如多点约束单元法和梁元法等。
多点约束单元法(MPC)即采用特殊单元RBE2来模拟螺栓连接。
在螺栓连接处，设置其中一节点为从节点(Dependent)，另外一个节点为主节点(Independent)。
主从节点之间位移约束关系使得从节点跟随主节点位移变化。
比例因子选为1,使从节点和主节点位移变化协调一致，从而模拟实际工作状态下，螺栓对法兰的连接紧固作用。
梁元法模拟即采用两节点梁单元Beam，其能承受拉伸、剪切、扭转。
通过参数设置，使梁元与螺栓几何属性一致。
本文分别用算例来说明这两种方法的可行性。
2.1 几何模型如图1所示组合装配体，底部约束。
两圆筒连接法兰通过8颗螺栓固定。
端面受联合载荷作用。
图1 三维几何模型2.2 单元及网格抽取圆筒壁中性面建模，采用四节点壳元(shell)，设置壳元厚度等于实际壁厚。
法兰处的过渡圆弧处网格节点设置密一些，其它可以相对稀疏。
在法兰上下两节点之间建立多点约束单元(RBE2，算例1,图3)或梁元(Beam, 算例2,图4)来模拟该位置处的螺栓连接。
螺栓组联接的受力分析
一． 螺栓螺栓组联组联组联接的接的接的设计设计设计设计步骤：1． 螺栓螺栓组结组结组结构构设计2． 螺栓受力分析3． 确定螺栓直定螺栓直径径4． 校核螺栓校核螺栓组联组联组联接接合面的工作能力接接合面的工作能力5． 校核螺栓所需的校核螺栓所需的预紧预紧预紧力是否合力是否合力是否合适适确定螺栓的公称直径后，螺栓的类型，长度，精度以及相应的螺母，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及防松装置等全面考虑后定出。
1. 1. 螺栓螺栓螺栓组联组联组联接的接的接的结结构设计设计 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较均匀。
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（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及其结构尺寸。
接合面受接合面受接合面受弯弯矩或矩或转转矩时螺栓的布置螺栓的布置 3）螺栓排列应有合理的间距，边距。
布置螺栓时，各螺栓轴线间以及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（下图）可查阅有关标准。
对于压力容器等紧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。
扳扳手空手空间间尺寸尺寸螺栓间距t 0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。
螺栓连接的受力分析与验证
轻松。
4
紧固力矩和轴力的关系
轴力 F
紧固力矩 T
螺栓轴力(N) 力矩系数
F=
T×1000 K×d
紧固力矩(Nm)
螺丝标呼直径 (mm)
5
5000
4000 Ptmax
破
轴力～紧固力矩
损
安全率 1.0
ねじ切り安全率： 1.1 ～ 1.3
0.15
力矩系数Ｋ：0.2
螺纹加工极限线 力矩系数偏差 ±23.4%
2-2 必要轴力的计算
不松动的必要轴力
应用Max値
极限必要轴力 ？N
安全率1.4
最小必要轴力 ？N
1.轴方向外力所需的必要轴力 ？N
2.轴垂直方向外力所需的必要轴力 ？N
3.轴旋转方向外力所需的必要轴力 ？N
10
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
轴方向载荷 Wa： 5501N
轴力损失 P’ ： 3135N
11
②必要轴力的计算
2-4 轴垂直方向所需必要轴力的计算
【单支撑结构】
μ1：被紧固物体接触面的摩擦系数 Ptmin =
P
μ2：螺栓螺母的接触面的摩擦系数
(μ1+μ2)
轴力 : Ptmin
被紧固物体 紧固对象零件 P ： 轴垂直入力载荷
12
0.25
轴力（Ｎ）
3000
Ptmin 必要轴力安全率 1.4
2000 极限必要轴力
1000
0
0
5
MIN
MAX
紧固力矩（Ｎ／ｍ）
螺栓组联接的受力分析PPT文档19页
谢谢
11、越是没有本领的就越加自命不凡。——邓拓 12、越是无能的人，越喜欢挑剔别人的错儿。——爱尔兰 13、知人者智，自知者明。胜人者有力，自胜者强。——老子 14、意志坚强的人能把世界放在手中像泥块一样任意揉捏。——歌德 15、最具挑战性的挑战莫过于提升自我。——迈克尔·F·斯特利
螺栓组联接的受力分析
36、“不可能”这个字(法语是一个字 )，只 在愚人 的字典 中找得 到。--拿 破仑。 37、不要生气要争气，不要看破要突 破，不 要嫉妒 要欣赏 ，不要 托延要 积极， 不要心 动要行 动。 38、勤奋，机会，乐观是成功的三要 素。(注 意：传 统观念 认为勤 奋和机 会是成 功的要 素，但 是经过 统计学 和成功 人士的 分析得 出，乐 观是成 功的第 三要素 。
SolidWorksSimulation有限元分析实例练习（16）：螺栓接头分析
SolidWorksSimulation有限元分析实例练习（16）：螺栓接头分析问题描述：一个杆件连接一块平板，该平板包含两个松配合螺栓，平板由两边支撑，吊环螺栓沿垂直方向和竖直方向受力为1100N。
计算零部件的最大应力和变形。
点击阅读原文下载模型练习1.打开零件。
2.我们新建一个静应力分析的算例，如下图所示。
3.设置材料。
我们需要为模型指定模型的材料属性。
点击选中模型，鼠标右键选择“应用/编辑材料”。
设置零部件的材料为AISI 1020，如下图所示。
4.定义螺栓接头。
选择“连接”鼠标右键选择“螺栓”，如下图所示。
螺栓类型选择“标准”，依次选择下面的两个边线定义螺钉和螺母。
勾选“相同的螺钉和螺母直径”。
设置螺钉和螺母的直径为24mm，螺栓柄直径为12mm。
螺栓材料使用“合金钢”。
在预载选项中，选择扭矩并设置扭矩为160N.m，摩擦系数为0.2。
5.定义接触条件。
为了正确建立螺栓连接的模型，需要在两个零部件之间定义接触条件。
点击连接鼠标右键选择“相触面组”。
在下面的两个面之间定义一个“无穿透”，“节到曲面”的相触面组。
6.添加外部载荷。
模型约束好之后，我们需要向模型施加远程载荷。
选择外部载荷，鼠标右键选择“远程载荷/质量”，如下图所示。
选择下面的两个面定义远程载荷/质量的面，指定力的位置（0，0，51），力的大小为（1100，0，1100）。
7.添加夹具。
为了完成静态分析，我们在平板上添加固定几何体约束。
点击夹具鼠标右键选择“固定几何体”。
在平板的左右两侧添加固定几何体约束，如下图所示。
8.划分网格。
按照如下图所示进行设置。
10.运行分析。
选择“静应力分析1”鼠标右键选择“属性”，弹出如下图所示的窗口，设置解算器为“Direct sparse解算器”。
我们可以看到最大von Mises应力值为525MPa，小于材料屈服极限352MPa。
我们可以看到最大位移为8.73mm。
11.查看螺栓力。
选择“结果”鼠标右键选择“列举合力”，如下图所示。
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In this exercise, one coordinated systems (LCS4) is created automatically when automatic bolt creation option is used for Bolt-1 and other local coordinated systems is created manually (LCS6) using 3 points when assisted bolt creation option is used for Bolt-2.The local C/S is described through CORD2R entry.
Fixed End
Control Grid Points
Bolt 1
Bolt 2
Material properties Analysis characteristics Contact Properties Element type FE results
3,000 lbf Applied
• Linear elastic material for flanges and bolts • Flanges: E = 1e+007 psi, Q = 0.3, Bolts: E = 3e+007 psi, Q = 0.3 Nonlinear static analysis Both bolts are glued and touching to the left flange and right flange respectively. Both plates are touching together. 3-D 4-noded tetrahedron (CTETRA) elements and RBE2 element
Chapter 72: Automated Bolt Modeling
72 Automated Bolt Modeling
J Summary 1290 J Introduction 1291 J Modeling Details 1291 J Results 1296 J Input File(s) 1299 J Video 1300
Main Index
1290 MD Demonstration Problems CHAPTER 72
Summary
Title
Features
Geometry & Boundary Conditions
Chapter 72: Automated Bolt Modeling Automated Bolt Modeling and Segment to Segment Contact
MAT1
1 3.E+7
0.3
MAT1
2 1.E+7
0.3
Iso_bolt Iso_flan
Bolt Modeling
In various engineering applications, it is necessary to define a pre-stress in, for example, bolt or rivets before applying any other structural loading. A convenient way do this is via the BOLT entry. The key idea is to split the element mesh of the bolt across the shank in two disjoint parts, such that duplicate grid points appear at the cut, and to create an overlap or gap between the two parts via multi-point constraints, which is done internally using the BOLT entry. If the motion of these parts is somehow constrained in the direction in which the gap or overlap is created, then an overlap (shortening) will introduce a tensile stress in each of the parts and a gap (elongation) will result in a compressive stress.
• Same number of grid points should be in TOP and BOTTOM
• GRIDC is the control grid point (usually not connected to any element)
• Bolt loads prescribed on GRIDC
• The BOLT force can be output by MPCFORCE request output at each Control Node (GC)
• The new bulk data option, BOLT, supports only small rotations in this release. Since it is targeted to analyses of engine gasket joints, this is not considered a severe limitation
Load step-4; stress-SZZ
Main Index
CHAPTER 72 1291 Automated Bolt Modeling
Introduction
Bolt modeling is important in analyses of engine assemblies. Gasket joints, which are used in such assemblies to prevent steam or gas from escaping, are often fastened by a number of bolts. In a typical loading sequence of an engine assembly, the bolts are first fastened until a certain pre-tension force is present in the bolts. This can be achieved by shortening the bolts until the desired force is reached. Next, the bolts are “locked”, that is, the amount of shortening remains fixed, while the assembly is subject to other (thermo-) mechanical loads. Finally, the bolts are loosened again, either by decreasing the shortening or by releasing the bolt forces.
• In a contact analysis, the amount of shortening is limited to the sum of the sizes of the elements in the direction in which the shortening is prescribed. If the shortening exceeds this limit, the contact surface patches will start to overlap each other, leading to problems with sliding.
GT6
GT7
+
+
GT8
GT9
etc.
+
BOTTOM GB1
GB2
GB3
GB4
பைடு நூலகம்GB5
GB6
GB7
+
GB8
GB9
etc.
• New bulk data entry creates MPCs internally to all six degrees of freedom
• (GTi,GBi) are pairs of (usually are coincident) grids on top and bottom
Main Index
CHAPTER 72 1293 Automated Bolt Modeling
• Sufficient boundary conditions must be applied on the control grid to suppress any rigid body modes if the two parts of the structure are not constrained
Fixed End
Control Grid Points
Bolt 1
Bolt 2
3,000 lbf Applied
Figure 72-1 Model of the Flange
Element Modeling
Four-noded tetrahedron elements (CTETRA) have been used for flanges and bolts. Properties of the elements are defined trough PSOLID entry. Additional nonlinear properties for the solid elements corresponding are specified using the PSLDN1 entry.