1、1 概述為了便于機器的制造、安裝、運輸、維修以及提高勞動生產(chǎn)率等，yl設(shè)備中，廣泛地使用各種連接。其中，螺栓組連接最具有典型性，高強螺栓是yl設(shè)備中常見的連接部件，起著連接各主要部件的作用。*的*主要由hb、lb、azz和lft等四部分組成，各部分用高強螺栓連接，如圖1所示。根據(jù)連接的工作載荷，分析各螺栓的受力狀況，進行強度校核。*在bd過程中，高強螺栓是在交變載荷作用下工作的，除強度分析外，還需進一步進行疲勞分析。圖（a）azz與lft的螺栓連接圖（b）lb與azz的螺栓連接圖1 *lb螺栓連接示意圖設(shè)備制造有限公司，于2011年設(shè)計了*，對*的高強螺栓進行整體結(jié)構(gòu)強度分析和疲勞校核，為順利

2、安全的生產(chǎn)運行提供數(shù)據(jù)支持。2 材料參數(shù)整體結(jié)構(gòu)材料：q235鋼。材料力學(xué)參量為：材料密度為 =7.85 t/m，彈性模量e=2×10mpa，泊松比 =0.3。螺栓的材料：合金鋼。材料力學(xué)參量為：材料密度為 =7.85 t/m，彈性模量e=2×10mpa，泊松比 =0.3。疲勞特性參數(shù)如表1所示，s-n曲線如圖2所示。表1 疲勞曲線數(shù)據(jù)序號1234567891011循環(huán)次數(shù)（n）10205010020020001e42e41e52e51e6應(yīng)力幅（mpa）2879222115861207931428303248179166138圖2 高強螺栓材料的s-n曲線*的高強螺栓先進

3、行預(yù)緊連接，在預(yù)緊力的作用在，*拍動，在預(yù)緊力f0的拉伸而產(chǎn)生拉伸應(yīng)力外，螺栓還承受工作載荷。*bd過程中，螺栓僅受拉應(yīng)力作用，*bd到最高點時，速度為0，瞬時向心力為0，此時螺栓僅受預(yù)緊力作用，*bd到最低點時，重力勢能全部轉(zhuǎn)化為動能，此時速度最大，螺栓承受的拉力最大。因此，螺栓承受在預(yù)緊力基礎(chǔ)上的最大工作載荷作用，整個周期內(nèi)，載荷交替變化，在交替載荷作用下，對螺栓進行疲勞分析。使用通用結(jié)構(gòu)分析軟件ansys workbench environment(awe)13.0中的疲勞分析模塊fatigue tool，根據(jù)*的對稱性進行疲勞分析。a-a和b-b剖面都用的是m30的螺栓，其中a-a剖面

4、為32個螺栓，b-b剖面為30個螺栓，預(yù)緊力為25.7kn 。c-c剖面用的是m24的螺栓（共計40個螺栓），預(yù)緊力為16kn。因此，分別對m30的螺栓和m24的螺栓進行結(jié)構(gòu)應(yīng)力和疲勞強度校核。3 a-a剖面m30螺栓有限元分析3.1 幾何模型由于*在bd過程中，僅受拉力作用，每個螺栓受到均勻的拉力。a-a面有32個m30的螺栓，需驗證a-a面上螺栓的結(jié)構(gòu)應(yīng)力和疲勞強度。使用通用結(jié)構(gòu)分析軟件ansys workbench environment(awe)13.0多物理場協(xié)同cae仿真軟件，僅對剖面a-a的螺栓，建立了有限元實體模型，根據(jù)對稱性，對*進行簡化處理，可僅對結(jié)構(gòu)的三十二分之一進行建模

5、。如圖3。（a）*的三十二分之一（b）lb與azz間的螺栓連接（c）30的螺栓（d）螺栓柱與螺帽之間的圓角圖3 a-a面30的螺栓連接幾何模型3.2 有限元實體模型根據(jù)a-a面螺栓連接的幾何模型，建立了有限元模型。采用20節(jié)點的186單元對有限元實體模型并進行單元網(wǎng)格劃分，并使用掃掠為主的網(wǎng)格劃分方法，獲得了六面體為主的較為理想的有限元網(wǎng)格，為獲得較為精確的仿真結(jié)果，并在關(guān)鍵部位進行局部加密。如圖4所示。單元總數(shù)為62028個，節(jié)點總數(shù)為259647個。（a）*的三十分之一網(wǎng)格（b）lb與azz間的螺栓連接網(wǎng)格（c）30的螺栓網(wǎng)格（d）螺栓柱與螺帽之間的圓角網(wǎng)格圖4 a-a面30的螺栓連接有限

6、元模型3.3 載荷與約束根據(jù)a-a面m30螺栓連接結(jié)構(gòu)的對稱性，在結(jié)構(gòu)的對稱面上施加對稱約束。*的頂部與立柱連接，*的頂部施加全約束。螺栓連接lb和azz，螺栓與lb、azz之間施加綁定接觸，模擬預(yù)緊力作用下，螺栓與這兩個部件之間的緊密連接；lb與azz之間施加粗糙接觸，以允許兩部件之間不能承受拉力，這樣，*bd過程中，所有的拉力都有螺栓來承擔(dān)。螺栓施加25.7kn的預(yù)緊力。由整體分析報告可知，四分之一*受到的載荷為f3：（28878.21-1715.6×4×1.5）×9.8=182129.178n則*的三十分之一受到的載荷為f4：182129.178×

7、4/32=24283.89 n把f4施加在lft與支臂連接的相應(yīng)部位，方向為y向負向。考慮到*bd到最底部時，受到4g的加速度，以及1.5倍的動載系數(shù)，y的負向施加6g的加速度。載荷與約束如圖5所示。（a）整體的載荷與約束（b） m30螺栓的預(yù)緊力圖5 a-a面m30螺栓連接的載荷與約束示意圖3.4 有限元應(yīng)力分析結(jié)果為了模擬螺栓在預(yù)緊力作用下，*正常工作下螺栓的承載能力，分為兩個載荷步。第一個載荷步中，螺栓施加25.7kn的預(yù)緊力；第二個載荷步：鎖定第一步施加的螺栓預(yù)緊力，并施加f4的工作載荷和6g的加速度。3.4.1 載荷步1：預(yù)緊力m30高強螺栓在25.7kn的預(yù)緊力作用下，螺栓連接部件

8、的整體應(yīng)力（第三強度理論計算值）云圖如圖6（a）、（b）所示。螺栓的最大應(yīng)力為106.56mpa，出現(xiàn)在螺柱與螺帽連接的圓角部位，如圖6（c）、（d）。（a） 螺栓連接部件的整體應(yīng)力云圖（b） 螺栓連接部位的局部應(yīng)力云圖（c）螺栓的整體應(yīng)力（d）螺栓的局部最大應(yīng)力圖6 a-a面m30螺栓載荷步1的分析結(jié)果3.4.2 載荷步2：預(yù)緊力+工作載荷a-a面m30高強螺栓在25.7kn的預(yù)緊力作用的基礎(chǔ)上，施加相應(yīng)的并施加f4的工作載荷和6g的加速度。螺栓連接部件的整體應(yīng)力（第三強度理論計算值）云圖如圖7（a）、（b）所示。螺栓的最大應(yīng)力為133.45mpa，出現(xiàn)在螺柱與螺帽連接的圓角部位，如圖7（c

9、）、（d）。（a） 螺栓連接部件的整體應(yīng)力云圖（b） 螺栓連接部位的局部應(yīng)力云圖（c）螺栓的整體應(yīng)力（d）螺栓的局部最大應(yīng)力圖7 a-a面m30螺栓載荷步2的分析結(jié)果3.5 m30螺栓疲勞校核分析結(jié)果由上一節(jié)可知，由于交變載荷的影響，螺栓的最大應(yīng)力在107.04mpa141.81mpa之間交替變化，30螺栓的應(yīng)力比:r=0.7548在交變載荷作用下，螺栓連接部件整體的等效交變應(yīng)力，即疲勞應(yīng)力幅如圖8（a）所示。螺栓的最大應(yīng)力幅為16.144mpa，出現(xiàn)在螺柱與螺帽連接部位，如圖8（b）所示。m30螺栓的整體疲勞壽命（life）如圖8（c）所示。顯示的是疲勞作用，直到失效的循環(huán)次數(shù)。由圖可知，螺

10、栓的整體疲勞壽命，就是s-n曲線的最大循環(huán)次數(shù)1e6，達到無限壽命。m30螺栓的整體疲勞安全系數(shù)（safety factor）如圖8（d）所示。由圖可知，螺栓的整體疲勞安全系數(shù)8.5515，疲勞安全系數(shù)最小值為8.55，出現(xiàn)在螺栓與螺帽的連接部位。圖（a） 螺栓連接部件整體的計算應(yīng)力圖（b） 螺栓的最大計算應(yīng)力圖（c） m30螺栓的疲勞壽命圖（d） m30螺栓的疲勞安全系數(shù)圖8 m30螺栓的疲勞分析3 m30螺栓有限元分析3.1 幾何模型由于*在bd過程中，僅受拉力作用，每個螺栓受到均勻的拉力。a-a面有32個m30的螺栓，b-b面有30個m30的螺栓，因此，僅需驗證b-b面上螺栓的結(jié)構(gòu)應(yīng)力和

11、疲勞強度。使用通用結(jié)構(gòu)分析軟件ansys workbench environment(awe)13.0多物理場協(xié)同cae仿真軟件，僅對剖面b-b面的螺栓，建立了有限元實體模型，根據(jù)對稱性，對*進行簡化處理，可僅對結(jié)構(gòu)的三十分之一進行建模。如圖3。（a）*的三十分之一（b）lb與azz間的螺栓連接（c）30的螺栓（d）螺栓柱與螺帽之間的圓角圖9 30的螺栓連接幾何模型3.2 有限元實體模型根據(jù)b-b面螺栓連接的幾何模型，建立了有限元模型。采用20節(jié)點的186單元對有限元實體模型并進行單元網(wǎng)格劃分，并使用掃掠為主的網(wǎng)格劃分方法，獲得了六面體為主的較為理想的有限元網(wǎng)格，為獲得較為精確的仿真結(jié)果，并在

12、關(guān)鍵部位進行局部加密。如圖4所示。單元總數(shù)為62028個，節(jié)點總數(shù)為259647個。（a）*的三十分之一網(wǎng)格（b）lb與azz間的螺栓連接網(wǎng)格（c）30的螺栓網(wǎng)格（d）螺栓柱與螺帽之間的圓角網(wǎng)格圖10 30的螺栓連接有限元模型3.3 載荷與約束根據(jù)m30螺栓連接結(jié)構(gòu)的對稱性，在結(jié)構(gòu)的對稱面上施加對稱約束。*的頂部與立柱連接，*的頂部施加全約束。螺栓連接lb和azz，螺栓與lb、azz之間施加綁定接觸，模擬預(yù)緊力作用下，螺栓與這兩個部件之間的緊密連接；lb與azz之間施加粗糙接觸，以允許兩部件之間不能承受拉力，這樣，*bd過程中，所有的拉力都有螺栓來承擔(dān)。螺栓施加25.7kn的預(yù)緊力。由整體分析

13、報告可知，四分之一*受到的載荷為f3：（28878.21-1715.6×4×1.5）×9.8=182129.178n則*的三十分之一受到的載荷為f4：182129.178×4/30=24283.89 n把f4施加在lft與支臂連接的相應(yīng)部位，方向為y向負向?？紤]到*bd到最底部時，受到4g的加速度，以及1.5倍的動載系數(shù)，y的負向施加6g的加速度。載荷與約束如圖5所示。（a）整體的載荷與約束（b） m30螺栓的預(yù)緊力圖11 m30螺栓連接的載荷與約束示意圖3.4 有限元應(yīng)力分析結(jié)果為了模擬螺栓在預(yù)緊力作用下，*正常工作下螺栓的承載能力，分為兩個載荷步。第

14、一個載荷步中，螺栓施加25.7kn的預(yù)緊力；第二個載荷步：鎖定第一步施加的螺栓預(yù)緊力，并施加f4的工作載荷和6g的加速度。3.4.1 載荷步1：預(yù)緊力m30高強螺栓在25.7kn的預(yù)緊力作用下，螺栓連接部件的整體應(yīng)力（第三強度理論計算值）云圖如圖6（a）、（b）所示。螺栓的最大應(yīng)力為107.04mpa，出現(xiàn)在螺柱與螺帽連接的圓角部位，如圖6（c）、（d）。（a） 螺栓連接部件的整體應(yīng)力云圖（b） 螺栓連接部位的局部應(yīng)力云圖（c）螺栓的整體應(yīng)力（d）螺栓的局部最大應(yīng)力圖12 m30螺栓載荷步1的分析結(jié)果3.4.2 載荷步2：預(yù)緊力+工作載荷m30高強螺栓在25.7kn的預(yù)緊力作用的基礎(chǔ)上，施加相

15、應(yīng)的并施加f4的工作載荷和6g的加速度。螺栓連接部件的整體應(yīng)力（第三強度理論計算值）云圖如圖7（a）、（b）所示。螺栓的最大應(yīng)力為141.81mpa，出現(xiàn)在螺柱與螺帽連接的圓角部位，如圖7（c）、（d）。（a） 螺栓連接部件的整體應(yīng)力云圖（b） 螺栓連接部位的局部應(yīng)力云圖（c）螺栓的整體應(yīng)力（d）螺栓的局部最大應(yīng)力圖7 m30螺栓載荷步2的分析結(jié)果3.5 m30螺栓疲勞校核分析結(jié)果由上一節(jié)可知，由于交變載荷的影響，螺栓的最大應(yīng)力在107.04mpa141.81mpa之間交替變化，30螺栓的應(yīng)力比:r=0.7548在交變載荷作用下，螺栓連接部件整體的等效交變應(yīng)力，即疲勞應(yīng)力幅如圖8（a）所示。螺

16、栓的最大應(yīng)力幅為16.144mpa，出現(xiàn)在螺柱與螺帽連接部位，如圖8（b）所示。m30螺栓的整體疲勞壽命（life）如圖8（c）所示。顯示的是疲勞作用，直到失效的循環(huán)次數(shù)。由圖可知，螺栓的整體疲勞壽命，就是s-n曲線的最大循環(huán)次數(shù)1e6，達到無限壽命。m30螺栓的整體疲勞安全系數(shù)（safety factor）如圖8（d）所示。由圖可知，螺栓的整體疲勞安全系數(shù)8.5515，疲勞安全系數(shù)最小值為8.55，出現(xiàn)在螺栓與螺帽的連接部位。圖（a） 螺栓連接部件整體的計算應(yīng)力圖（b） 螺栓的最大計算應(yīng)力圖（c） m30螺栓的疲勞壽命圖（d） m30螺栓的疲勞安全系數(shù)圖13 m30螺栓的疲勞分析4 m24螺

17、栓有限元分析4.1 幾何模型由于*在bd過程中，僅受拉力作用，每個螺栓受到均勻的拉力。c-c面有40個m24的螺栓，驗證c-c面上螺栓的結(jié)構(gòu)應(yīng)力和疲勞強度。使用通用結(jié)構(gòu)分析軟件ansys workbench environment(awe)13.0多物理場協(xié)同cae仿真軟件，僅對剖面c-c面的螺栓，建立了有限元實體模型，根據(jù)對稱性，對*進行簡化處理，可僅對結(jié)構(gòu)的四十分之一進行建模。如圖9所示。（a）*的四十分之一（b）azz與lft間的螺栓連接（c）24的螺栓（d）螺栓柱與螺帽之間的圓角圖14 24的螺栓連接幾何模型4.2 有限元實體模型根據(jù)c-c面螺栓連接的幾何模型，建立了有限元模型。采用2

18、0節(jié)點的186單元對有限元實體模型并進行單元網(wǎng)格劃分，并使用掃掠為主的網(wǎng)格劃分方法，獲得了六面體為主的較為理想的有限元網(wǎng)格，為獲得較為精確的仿真結(jié)果，并在關(guān)鍵部位進行局部加密。如圖10所示。單元總數(shù)為34395個，節(jié)點總數(shù)為143883個。（a）*的四十分之一網(wǎng)格（b）azz與lft間的螺栓連接網(wǎng)格（c）24的螺栓網(wǎng)格（d）螺栓柱與螺帽之間的圓角網(wǎng)格圖15 24的螺栓連接有限元模型4.3 載荷與約束根據(jù)m24螺栓連接結(jié)構(gòu)的對稱性，在結(jié)構(gòu)的對稱面上施加對稱約束。*的頂部與立柱連接，*的頂部施加全約束。螺栓連接azz和lft，螺栓與azz、lft之間施加綁定接觸，模擬預(yù)緊力作用下，螺栓與這兩個部件

19、之間的緊密連接；azz與lft之間施加粗糙接觸，以允許兩部件之間不能承受拉力，這樣，*bd過程中，所有的拉力都有螺栓來承擔(dān)。螺栓施加16kn的預(yù)緊力。由整體分析報告可知，四分之一*受到的載荷為f3：（28878.21-1715.6×4×1.5）×9.8=182129.178n則*的四十分之一受到的載荷為f4：182129.178×4/40=18212.9178n把f4施加在lft與支臂連接的相應(yīng)部位，方向為y向負向?？紤]到*bd到最底部時，受到4g的加速度，以及1.5倍的動載系數(shù)，y的負向施加6g的加速度。載荷與約束如圖11所示。（a）整體的載荷與約束（

20、b） m24螺栓的預(yù)緊力圖16 m24螺栓連接的載荷與約束示意圖4.4 有限元應(yīng)力分析結(jié)果為了模擬螺栓在預(yù)緊力作用下，*正常工作下螺栓的承載能力，分為兩個載荷步。第一個載荷步中，螺栓施加16kn的預(yù)緊力；第二個載荷步：鎖定第一步施加的螺栓預(yù)緊力，并施加f4的工作載荷和6g的加速度。4.4.1 載荷步1：預(yù)緊力m24高強螺栓在16kn的預(yù)緊力作用下，螺栓連接部件的整體應(yīng)力（第三強度理論計算值）云圖如圖12（a）、（b）所示。螺栓的最大應(yīng)力為88.321mpa，出現(xiàn)在螺柱與螺帽連接的圓角部位，如圖12（c）、（d）。（a） 螺栓連接部件的整體應(yīng)力云圖（b） 螺栓連接部位的局部應(yīng)力云圖（c）螺栓的整

21、體應(yīng)力（d）螺栓的局部最大應(yīng)力圖17 m24螺栓載荷步1的分析結(jié)果4.4.2 載荷步2：預(yù)緊力+工作載荷m24高強螺栓在16kn的預(yù)緊力作用的基礎(chǔ)上，施加相應(yīng)的并施加f4的工作載荷和6g的加速度。螺栓連接部件的整體應(yīng)力（第三強度理論計算值）云圖如圖13（a）、（b）所示。螺栓的最大應(yīng)力為208.02mpa，出現(xiàn)在螺柱與螺帽連接的圓角部位，如圖13（c）、（d）。（a） 螺栓連接部件的整體應(yīng)力云圖（b） 螺栓連接部位的局部應(yīng)力云圖（c）螺栓的整體應(yīng)力（d）螺栓的局部最大應(yīng)力圖18 m24螺栓載荷步2的分析結(jié)果4.5 m24螺栓疲勞校核分析結(jié)果由上一節(jié)可知，由于交變載荷的影響，螺栓的最大應(yīng)力在88

22、.321mpa208.02mpa之間交替變化，24螺栓的應(yīng)力比:r=0.425在交變載荷作用下，螺栓連接部件整體的等效交變應(yīng)力，即疲勞應(yīng)力幅如圖14（a）所示。螺栓的最大應(yīng)力幅為54.546mpa，出現(xiàn)在螺柱與螺帽連接部位，如圖14（b）所示。m24螺栓的整體疲勞壽命（life）如圖14（c）所示。顯示的是疲勞作用，直到失效的循環(huán)次數(shù)。由圖可知，螺栓的整體疲勞壽命，就是s-n曲線的最大循環(huán)次數(shù)1e6，達到無限壽命。m24螺栓的整體疲勞安全系數(shù)（safety factor）如圖14（d）所示。由圖可知，螺栓的整體疲勞安全系數(shù)2.5315，疲勞安全系數(shù)最小值為2.53，出現(xiàn)在螺栓與螺帽的連接部位。圖（a） 螺栓連接部件整體的計算應(yīng)力圖（b） 螺