螺栓设计：仅受轴向载荷的工况下，预紧力应该怎么设计

oilpig

1 @% w' G0 q, L7 d  [9 s大家好，请教关于螺栓预紧力的设计。

' f1 C" \4 ~! |, x& [如图所示，工件在工作台上以最大0.01m/s的速度往复运动。工件上用螺栓固定了一根钢丝，钢丝上需要产生的最大拉力为45N。由于体积限制，不能在工件的另一端加螺母进行固定。
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我现在的问题是螺栓螺纹的预紧力应该怎么确认。一定的预紧力对于螺纹连接的可靠性和连接件的疲劳强度肯定是有利的。但是，我在资料里面只找到根据螺栓连接承受的径向载荷来确定预紧力的方法。请问各位，有什么方法确定只受轴向载荷的预紧力呢？谢谢！

参考资料：西北工业大学的第九版的《机械设计》

709079691

  横向载荷X螺纹升角是什么？

水水5

机械设计课本里螺栓的预紧力工况是轴向载荷啊~以压力容器的法兰为例讲解的。西北工业大学 第七版 濮良贵主编   72页  
紧螺栓连接计算，虽然没有直接给出预紧力的计算方法，但是给出了预紧力和残余预紧力、工作拉力之间的关系。与螺栓及被连接材料的相对刚度有关。
* c! h$ Q2 G! ?6 S  y* B虽然你的螺栓在工作中只承受轴向拉力，但是拧紧的过程中是扭转载荷，所以也要考虑扭转产生的剪切情况。
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oilpig

709079691 发表于 2015-6-16 09:03
& m; W. l3 A$ {6 a横向载荷X螺纹升角是什么？

准备选用较小公称直径的粗牙螺纹。以公称直径1mm，螺距0.25为例。螺纹升角为4.55°

oilpig

水水5 发表于 2015-6-16 09:14
& A1 a8 y+ z4 A  v2 k机械设计课本里螺栓的预紧力工况是轴向载荷啊~以压力容器的法兰为例讲解的。西北工业大学 第七版 濮良贵主编 ...

" W8 A* r$ `% M3 i# V8 G我理解的预紧力主要是防止连接件相对滑移。对于我这种基本只受与螺栓连接方向一致的载荷的工况，是不是预紧力主要就是防止钢丝来回拉动，使得螺纹连接松掉？
0 z8 y2 b  ]3 i6 l( r% N/ z
那么设计思路是不是就是这样的，

1. 直接根据工况确定残余预紧力，查的资料，对于工作载荷不稳定时，残余预紧力=（0.6～1.0）工作拉力
2. 由残余预紧力+工作拉力确定螺栓总拉力
  ^# W4 r. ~$ t  b3 ?" P2 U3. 由总拉力，螺栓材料，性能等级确定螺栓的直径
. Z6 S) y9 P! d4.检验设计
     4.1 根据螺栓及连接件的材料确定相对刚度，借此算出总拉力变动范围（怎样判断变动范围是不是适合自己的应用？）
     4.2 反算出预紧力，对其进行检验，不能超过上限
     4.3 对其进行静强度计算，校核螺栓的疲劳强度

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水水5

oilpig 发表于 2015-6-16 10:12
# h7 _. A4 Q1 L. |我理解的预紧力主要是防止连接件相对滑移。对于我这种基本只受与螺栓连接方向一致的载荷的工况，是不是预 ...

# f& c4 ]9 i- W同意
速度很低，疲劳就不用校核了吧
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曾经的自我

按照楼主的说法，这样一个结构，如果真的要算预紧力，那你就可以按照书里面承受轴向载荷和工作拉力的这一节去套用公式。
$ o0 `4 A1 Y9 B  [' |/ m; l那预紧力就很简单，碳素钢0.6*屈服强度*螺栓危险截面积。然后按照上面公式去套用，根据材料等来选择螺栓的相对刚度，结合你螺栓的工作拉力45N，去验证是否合理安全。当然，疲劳也可以按后面的公式计算。
! Q) X' t5 o! t2 @. \  g计算其实很简单，不必想的过于复杂，什么横向受力，扭转等，如果这些还考虑，那不可能有结果的。
另外，根据这个情况，我觉得根部不需要去计算什么预紧力，原因如下：
1.工作拉力才45N，那你想用多大的螺栓，加入M2吧，够小的了，钢丝绳怎么连接都是问题了，4.8级，够低了，它的预紧力就是600N左右吧，那么螺栓总拉力极端情况采食645N，这个应力的变化太小了，以至于工作拉力对预紧力产生不了什么影响的，所以没有必要去算；
' D9 k2 t/ Y6 h) B+ }# e, m# E$ ^& `2.工作拉力能计算，但是怎么控制和实现，你不可能去采用负载的拉力测量设备，而最常见的是扭矩扳手，这里就有一个扭矩的测量问题，简化点就是T=kFd，就是扭矩=扭矩系数*预紧力*直径。k想精确得到必须去测量，不同批次螺栓，不同的垫圈，k差异很大，达到什么程度，举例说，M10以上的螺栓，你可以在网上查到扭矩的推荐值，但按这个值去做，很多螺栓可能断掉，除了螺栓质量问题，就是扭矩系数的差异了。实际很多重要部位的螺栓，特别是规格大的，高强度的，都要有扭矩要求，甚至要测量每批螺栓的扭矩系数和螺栓质量。做不到这些，谈控制扭矩和预紧力没有太大意义。最多只能将预紧力控制到一定范围，这个范围可能很大。对于很小规格的螺栓， 我个人认为是测不出这个数据的，也没有人回测。
建议选用比计算稍大的螺栓，使得无论怎么预紧都比工作拉力大很多就行了
3 m! v0 I. u8 E" w$ q8 V这样就不会断，也不会松，当然也没有疲劳问题

幸会幸会

受轴向变载的螺栓应力幅是主要影响因素，除静强度外，要特别校核螺栓变载应力幅要小于许用应力幅。许用应力幅得根据具体的螺栓尺寸、材料和制造工艺来确定了，下图可参考一下
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oilpig

曾经的自我 发表于 2015-6-19 12:38
) `. m& \, @$ s7 _5 K% O8 K按照楼主的说法，这样一个结构，如果真的要算预紧力，那你就可以按照书里面承受轴向载荷和工作拉力的这一节 ...

你好，感谢你的回答。我有几个疑问：
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1. 通过阅读书籍，我认为首先应该根据工作载荷和连接紧密型的要求算出残余预紧力；然后根据材料的相对刚度和残余预紧力计算出预紧力。你回复里的“0.5*屈服极限*危险截面积”应该是作为校验当前预紧力是否合适的。
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2. “选用比计算稍大的螺栓，使得无论怎么预紧都比工作拉力大很多就行了”，前半句代表静强度计算，涉及到螺纹连接件的许用拉应力和螺栓总拉力，确实能保证不会断；后半句说明残余预紧力始终远大于0，确实保证不会宋。但是我不太理解这怎么保证受轴向变载荷的连接没有疲劳问题了？请赐教！

oilpig

幸会幸会 发表于 2015-6-19 12:47
受轴向变载的螺栓应力幅是主要影响因素，除静强度外，要特别校核螺栓变载应力幅要小于许用应力幅。许用应力 ...

你好，感谢的你回复。我在做疲劳强度的校核。

" g# Y1 p- g% ]6 D我在计算螺栓的最大应力计算安全系数时遇到了问题。其中有一个参数叫做有效应力集中系数，我在查资料的时候发现都是“公称直径12mm的普通螺纹的拉压有效应力集中系数”。但是我设计的螺纹的公称直径为2mm，不知道能不能采用相关的系数，或者需要去其他地方找资料？
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