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1、16、轮盘连接高强度螺栓疲劳强度校核 说明：轮盘在设备的设计使用寿命期限内，始终处于受压状态，其三根弦杆承受压力作用，轮盘的整体弯矩由内、外弦杆的压力调幅来平衡，弦杆法兰连接的高强度螺栓承受的、由单独弦杆的弯矩引起的交变力很小。由于法兰结合面的载荷全部为压力载荷，故螺栓的工作应力都小于其预紧力，故螺栓的拉力载荷总在预紧力一下某一范围波动。对螺栓而言，保证法兰结合面不松开，其压力载荷越大，螺栓残余预紧力就越小，螺栓的拉力就越小。本文的计算模型转变为较小圆角过度的阶梯轴拉伸（如图一），校核过渡截面的疲劳应力。观览车的运行速度很慢，每周循环的时间为20分钟，考虑50年的使用寿命期，每年300天，每天
2、工作8小时，共运行300000次循环，选小于结构钢S-N曲线的转折点的循环次数，且本文的计算载荷为正常满载+15m/s风载的载荷情况，故计算结果有一定的保守性。疲劳设计方法是一门以试验为基础的设计方法，本计算选取的疲劳性能数据选自国内公开的机械设计手册数据。图一： 计算模型附：螺栓无限寿命校核说明书 一、螺栓参数和预紧力： 螺栓直径：M30x160 性能等级：10.9级 过渡圆角：r=0.5mm螺栓材料的破断强度：1000MPa螺栓副连接的相对刚度：=0.25选用的单个螺栓预紧力矩：则预紧力：二、螺栓组载荷：主管法兰圆周应力分布及载荷谱：530*30螺栓组主管件轴力，六点方位N=-4729kN
3、，七点半N=-4487kN，九点N=-3785kN，十点半N=-3181kN，十一点N=-2961kN，十二点N=-2300kN，一点N=-2960kN，一点半N=-3253kN，三点N=-3891kN，四点半N=-4552kN。最大压力：换算到单个螺栓的最大压力载荷：螺栓最小拉力：最小压力：换算到单个螺栓的最小压力载荷：螺栓最大拉力：螺栓最小拉应力：螺栓最大拉应力：平均应力：应力幅： 457*30螺栓组主管件轴力主管件轴力，六点方位N=-2733kN，七点半N=-2603kN，九点N=-2275kN，十点半N=-1969kN，十一点N=-2058kN，十二点N=-1770kN，一点N=-21
4、11kN，一点半N=-1960kN，三点N=-2264kN，四点半N=-2568kN。换算到单个螺栓的最大压力载荷：螺栓最小拉力：最小压力：换算到单个螺栓的最小压力载荷：螺栓最大拉力：螺栓最小拉应力：螺栓最大拉应力：平均应力：应力幅： 三、无限寿命计算校核1.首先查图3-4，对应，查得系数a=0.262.由式（3-7a）计算疲劳缺口敏感系数3.由图3-7查得表明加工系数4.由式（3-14）计算（另一种方法）5.查得尺寸系数，无尺寸效应6.计算7.计算平均应力折算系数1）真断裂强度2）3）8.计算530*30主管螺栓安全系数：457*30主管螺栓安全系数：结论： 由于螺栓的平均载荷和载荷幅都较小，载荷幅为平均载荷的10%左右，故对螺栓材料的疲劳极限影响较小，由计算可以看出，疲劳安全系数大于2，故螺栓的疲劳强度符合要求，可以长期使用。参考文献： 李舜酩 2007 机械疲劳与可靠性设计 科学出版社 机械设计手册编委会 2007 疲劳强度设计 机械工业出版社2
