螺栓的改进设计

螺栓放松措施介绍在机械传动中，螺栓是一种常用的连接元件，用于固定两个或多个零部件。

然而，长期工作和外部力的作用可能导致螺栓产生应力集中等问题，进而影响其性能和使用寿命。

为此，我们需要采取一些螺栓放松措施，以确保机械传动的正常运行和安全可靠。

螺栓放松的原因螺栓在工作过程中可能会受到许多因素的影响，导致其产生应力集中，如： 1.过载：螺栓承受的载荷超过其承载能力。

2. 振动：螺栓在高速运动或振动环境下工作，引起松动。

3. 温度变化：由于热胀冷缩或温度变化引起的膨胀差异。

4. 腐蚀：长时间暴露在恶劣环境中，导致螺栓受到腐蚀。

螺栓放松措施以下是几种常见的螺栓放松措施：1. 加固设计首先，对于特定需要经常拆卸的连接部件，可以在设计阶段考虑一些加固设计，如增加螺栓数量、更换更强度更高的螺栓等。

这样可以提高螺栓连接的可靠性和使用寿命。

2. 松动检查定期检查螺栓连接是否存在松动是非常重要的。

采用定期检查的方法，可以及时发现螺栓松动的问题并进行处理。

应按照机械设备的使用频率、振动和温度变化等因素来制定检查频率。

3. 使用锁紧剂在一些特殊情况下，我们可以使用一些锁紧剂来增加螺栓连接的紧固力。

锁紧剂是一种涂覆在螺栓螺母螺纹上的特殊化学物质，在干燥后能够提供额外的阻力，防止螺纹松动。

可以根据实际需求选择适当的锁紧剂。

4. 使用垫圈安装垫圈是一种减少螺栓松动的常见方式。

垫圈可以填补螺栓和连接部件之间的间隙，增加摩擦力和密封性。

对于需要经常拆卸的设备，使用弹性垫圈可以提供更好的重复装配性能。

5. 螺栓润滑适当的螺栓润滑可以减少螺栓松动的可能性。

选择合适的润滑剂来润滑螺栓螺纹和螺母，可以降低螺栓因摩擦而松动的风险。

6. 故障分析与改进当螺栓松动问题经常发生时，需要进行故障分析并采取相应的改进措施。

可能出现的原因包括螺纹损坏、螺栓质量问题等。

通过分析问题的根本原因，可以制定相应的改进措施，以避免螺栓松动问题的再次发生。

结论螺栓放松是机械传动中常见的问题。

螺栓连接防松的方法螺栓连接是一种广泛应用的机械连接方式，但在使用过程中，螺栓可能会因为振动、温度变化等因素而松动，导致连接失效。

为了防止螺栓连接松动，可以采取以下几种方法：1. 摩擦力防松：通过增加螺栓和螺母之间的摩擦力来防止松动。

这可以通过使用锁紧螺母、锁紧垫圈、双螺母等方法来实现。

锁紧螺母和锁紧垫圈通常具有特殊的结构，可以在螺栓拧紧后提供额外的摩擦力。

双螺母则是通过在螺栓上旋紧两个螺母，使它们之间产生摩擦力来防止松动。

2. 机械防松：使用机械装置来防止螺栓松动。

例如，使用开口销、止动垫圈、钢丝等。

开口销和止动垫圈可以穿过螺栓和螺母的孔，防止它们相对转动。

钢丝可以通过缠绕在螺栓上并固定在螺母上来提供防松效果。

3. 粘合剂防松：在螺栓和螺母的接触面上涂抹粘合剂，如螺纹锁固剂。

当螺栓拧紧后，粘合剂会固化并提供额外的摩擦力和粘接力，防止螺栓松动。

4. 弹性垫圈防松：使用弹性垫圈，如弹簧垫圈或波形垫圈。

这些垫圈在螺栓拧紧后会产生弹性变形，提供额外的轴向力，防止螺栓松动。

5. 螺栓预紧力控制：通过控制螺栓的预紧力来防止松动。

适当的预紧力可以使螺栓和螺母之间产生足够的摩擦力，并保持连接的紧固性。

可以使用扭矩扳手或拉伸器等工具来精确控制螺栓的预紧力。

6. 设计改进：在设计阶段，可以考虑采用防松结构，如使用螺母内嵌尼龙圈、螺母凸台等。

这些结构可以增加螺母与螺栓之间的摩擦力，提高防松效果。

需要根据具体的应用场景和要求选择适当的防松方法。

在实际应用中，常常综合使用多种防松措施来提高螺栓连接的可靠性。

此外，定期检查和维护螺栓连接也是确保其正常工作的重要环节。

8.8级以下螺栓的最小破坏扭矩随着工程技术的不断发展，各种螺栓在建筑结构和机械设备中扮演着重要的角色。

而螺栓的质量和性能直接影响着工程项目和设备的安全性和稳定性。

对于螺栓的性能指标需严格要求，其中最小破坏扭矩是一个重要的指标之一。

本文将围绕8.8级以下螺栓的最小破坏扭矩进行探讨。

一、螺栓的概念和作用螺栓是一种常用的连接零件，通常由头、螺杆和螺纹部分组成。

它的作用是利用螺纹的摩擦来连接和固定零部件，传递和承受机械载荷。

螺栓主要用于连接结构，承受静力和动力负荷，而螺栓的性能指标包括拉伸强度、抗剪强度、抗扭强度等。

二、8.8级以下螺栓的性能要求根据国家标准GB/T 5782-2000《六角头螺栓》和GB/T 5783-2000《六角头螺母》的规定，8.8级以下螺栓的性能要求包括拉伸强度、抗剪强度等。

在应用中，螺栓需要承受一定的扭矩，因此其最小破坏扭矩也是一个重要的技术指标。

三、螺栓的最小破坏扭矩计算方法螺栓的最小破坏扭矩是指在受到外力作用下，螺栓发生破坏前所能承受的最小扭矩。

计算其数值的方法通常有两种，一种是通过公式计算，另一种是通过实验测试。

公式计算方法一般是根据螺栓的材料、直径和螺纹尺寸等参数，经过一定的计算得出最小破坏扭矩的数值；而实验测试方法则是将螺栓安装到测试设备上，通过施加外力和扭矩，观察螺栓开始滑动或者破坏的情况，从而确定最小破坏扭矩。

四、螺栓的最小破坏扭矩的意义螺栓的最小破坏扭矩是螺栓的重要性能参数之一，它直接关系到螺栓在实际工程中的使用安全性和可靠性。

如果螺栓的最小破坏扭矩过小，就会出现扭矩不足而导致螺栓松动甚至螺断的问题；反之，如果最小破坏扭矩过大，就会使得螺栓在安装和拆卸时难以操作，增加了工作的难度和成本。

螺栓的最小破坏扭矩是一个关乎工程安全和质量的重要指标，企业和制造商应该严格控制螺栓的生产和质量，确保其达到相关标准要求，并在实际使用中做好检测和保养工作，以确保螺栓的可靠性和安全性。

大型起重机高强度螺栓的断裂失效分析摘要：本文通过对一台大型起重机高强度螺栓断裂失效的分析，探究其原因和解决方法。

初步分析结果表明，螺栓断裂的主要原因是材料强度不足、应力过大和使用环境恶劣等因素导致的。

针对这些问题，本文提出了一系列改进措施，包括选用高强度材料、降低应力和改善使用环境等方面。

通过实验验证和理论计算，改进后的螺栓具备更高的强度和耐用性，可以有效地提高装置的稳定性和安全性。

关键词：起重机；高强度螺栓；断裂失效；强度分析；改进措施正文：1. 背景介绍大型起重机是现代工业中不可或缺的设备之一。

在使用过程中，螺栓作为连接装置的重要组成部分，在保证装置的稳定性和安全性方面起着至关重要的作用。

然而，螺栓也是易受力集中的零部件，容易出现断裂失效的情况。

因此，对螺栓失效进行分析和解决具有重要的理论和实践意义。

2. 断裂失效分析2.1 断裂形态分析通过对失效螺栓的断口形态进行分析，可以初步了解其失效原因。

观察失效螺栓的断口，发现其呈现出典型的断裂韧突混合断口。

2.2 强度分析对失效螺栓的材料进行强度测试，发现其强度值低于设计要求。

在使用过程中，由于受到集中载荷的作用，应力过大导致螺栓逐渐疲劳并最终断裂。

2.3 环境分析失效螺栓所处的使用环境恶劣，存在高温、湿润等不利因素。

因此，失效的螺栓容易受到腐蚀和氧化等影响，导致其材料性能和强度下降。

3. 改进措施针对分析结果，本文提出了一系列改进措施：3.1 选用高强度材料为了提高螺栓的强度，可以选用高强度材料来替代原有的材料，例如S45C、SCM43等。

这样既可以提高螺栓的耐久性，也可以在承受大载荷时发挥更好的作用。

3.2 降低应力在设计过程中，应尽可能减小螺栓所承受的载荷和应力，从而减少螺栓的疲劳损伤和断裂的可能性。

可以通过优化结构、增加支撑和缓冲措施等方法实现此目的。

3.3 改善使用环境在实际使用中，应注意维护和保养，防止螺栓受到腐蚀和氧化的影响。

可以采用表面防护涂层、常规保养和定期更换等措施，延长螺栓的使用寿命。

风电机组叶片螺栓断裂原因分析及处理一、引言风电机组是现代清洁能源的重要组成部分，叶片作为风电机组的核心部件，承担了风能捕捉和转化的重要任务。

叶片在长期运行中可能会出现螺栓断裂的问题，这不仅影响了风电机组的正常运行，还可能导致安全隐患。

对风电机组叶片螺栓断裂问题进行原因分析及处理具有重要意义。

二、风电机组叶片螺栓断裂原因分析1. 设计缺陷风电机组的叶片设计需要考虑诸多因素，包括叶片材料选择、叶片结构设计、螺栓搭接方式等。

如果设计不合理或存在缺陷，可能导致叶片螺栓承受的载荷过大，从而加速螺栓的疲劳破坏。

2. 制造质量不良叶片螺栓的材质、制造工艺、安装质量等都会影响其使用性能。

如果螺栓本身存在质量问题，如材料强度不足、表面存在裂纹等，都可能导致螺栓在使用过程中出现断裂。

3. 使用环境因素风电机组运行环境的恶劣程度也会影响叶片螺栓的使用寿命。

高温、高湿、大风等条件下，叶片螺栓易受腐蚀，从而降低其强度和耐久性。

4. 维护管理不当风电机组叶片螺栓的维护管理不当也可能导致螺栓断裂。

如未按照规定周期进行检查、紧固、更换等维护措施，可能导致叶片螺栓出现疲劳、松动等问题，进而导致断裂。

三、风电机组叶片螺栓断裂处理方法1. 设计改进针对设计缺陷导致叶片螺栓断裂的问题，需要进行设计改进，优化叶片结构、改善螺栓布置方式，以提高螺栓的抗疲劳性能和承载能力。

2. 优化制造工艺对叶片螺栓的材料选择、加工工艺、热处理工艺等进行优化，确保螺栓质量达到标准要求，提高其耐久性和可靠性。

4. 提高环境适应性针对恶劣环境条件下叶片螺栓易受腐蚀的问题，可以采用防腐蚀涂层、改进材料选择等措施，提高叶片螺栓对环境的适应能力。

5. 密切监测建立风电机组叶片螺栓的监测系统，通过振动、声音等监测手段，及时发现螺栓出现异常情况，并采取相应措施。

四、结语风电机组叶片螺栓断裂问题是影响风电机组安全稳定运行的重要因素之一。

针对叶片螺栓断裂的原因进行详细分析，并采取有效的处理措施，可以有效地降低叶片螺栓断裂的风险，保障风电机组的正常运行，推动清洁能源的发展。

螺栓法兰面带三个凸点-概述说明以及解释1.引言1.1 概述螺栓法兰面带三个凸点是一种特殊的设计，它在一些特殊的应用领域中发挥着重要的作用。

螺栓法兰面是指连接两个或多个管道、阀门或其他设备的部分，它通常由凹凸相配的两个部分构成，通过螺栓紧固在一起，实现密封和连接的功能。

螺栓法兰面带有三个凸点的设计是对传统螺栓法兰面的改进和创新。

在传统的设计中，螺栓法兰面通常是平整的，而在螺栓法兰面带三个凸点的设计中，额外添加了三个凸点，这些凸点可以进一步增加法兰面之间的密封性和连接强度。

凸点的作用在于增加了法兰面之间的接触面积，从而实现更加牢固的连接效果。

此外，凸点还可以起到导向和定位的作用，确保法兰面之间的准确对接，进一步提高了连接的可靠性和稳定性。

螺栓法兰面带三个凸点的设计原理基于对连接性和密封性的不断追求和探索。

其设计考虑了材料的选择、凸点的形状、尺寸和布局等多个因素，以满足不同工况下的需求。

这种螺栓法兰面设计在各种领域中都有广泛的应用。

例如，它可以用于需要高强度、高可靠性连接和密封的石油、化工、航空航天等行业。

同时，在一些特殊环境下，如高温、高压、腐蚀等恶劣条件下，螺栓法兰面带三个凸点的设计可以更好地满足需求，确保系统的正常运行和安全性。

总之，螺栓法兰面带三个凸点是一种创新的设计，它通过凸点的增加和布局优化，提高了连接的可靠性和密封性。

在未来，随着科技的进步和需求的变化，对螺栓法兰面带三个凸点的研究和应用还有很大的发展潜力。

可能的研究方向包括凸点形状的优化、材料的改进和新型凸点布局的探索等。

通过不断的创新和改进，螺栓法兰面带三个凸点的设计将为各行各业的应用带来更多的优势和机遇。

1.2 文章结构文章结构部分的内容可以包括以下内容：文章的结构是指整篇文章的组织和布局方式，它决定了读者在阅读时能够清晰地理解文章的内容和逻辑关系。

本文主要分为引言、正文和结论三个部分。

引言部分主要介绍了文章的背景和研究的目的。

首先概述了螺栓法兰面带三个凸点的定义和作用，为读者提供了一个整体的概念。

实际螺栓截面积小于所需螺栓截面积, 校核不合格标题：实际螺栓截面积低于所需截面积，如何应对校核不合格情况？在工程设计和结构校核中，螺栓连接是非常重要的一环。

然而，有时候在实际情况下，螺栓的实际截面积可能会小于所需的截面积，导致结构校核不合格的情况。

在本文中，我们将探讨这一现象，并提出应对不合格校核的解决方案。

1. 了解螺栓连接的重要性螺栓连接在结构工程中扮演着至关重要的角色，它承担着连接和传递力的作用。

而螺栓的实际截面积小于所需截面积，可能会导致连接处受力不均，从而影响结构的整体承载能力。

2. 分析实际螺栓截面积低于所需截面积的原因导致螺栓实际截面积低于所需截面积的原因可能有多种，包括材料强度不达标、制造工艺存在缺陷等。

这些原因都可能导致结构校核不合格的情况，需要引起设计和施工人员的高度重视。

3. 应对校核不合格情况的解决方案针对螺栓实际截面积低于所需截面积的情况，我们可以采取以下解决方案：3.1 重新选择合格材料3.2 改进螺栓制造工艺3.3 增加螺栓数量或尺寸3.4 使用其他替代方案4. 个人观点和理解在面对螺栓实际截面积低于所需截面积的情况时，作为工程设计和结构校核人员，我们需要站在安全和可靠性的角度出发，及时有效地解决校核不合格的问题，确保结构的整体稳定和承载能力。

也要注重材料和制造过程的质量控制，以预防类似问题的发生。

结尾总结：螺栓实际截面积低于所需截面积是影响结构校核合格的一个重要因素，需要设计和施工人员共同努力，采取有效的措施来解决这一问题。

这也提醒我们在工程设计和施工中要注重细节和质量控制，以确保结构的整体安全和稳定。

：5. 强调质量管理的重要性在工程设计和结构校核中，质量管理是至关重要的一环。

通过对材料的选择和制造过程的监控，可以有效预防螺栓实际截面积低于所需截面积的问题。

设计和施工人员需要加强对材料和制造过程的质量管理，确保螺栓的质量符合设计要求。

6. 加强沟通与协调在实际施工过程中，设计人员和施工人员需要保持密切的沟通与协调，及时发现并解决螺栓实际截面积低于所需截面积的问题。

螺栓失效分析实验报告1. 实验目的本实验的目的是通过对螺栓失效进行详细分析，了解螺栓失效的原因及影响因素，为螺栓的设计和使用提供参考。

2. 实验装置和材料本实验使用的装置包括一台拉力试验机和一套螺栓安装系统。

材料包括不同类型和规格的螺栓样品、扭力扳手、润滑剂等。

3. 实验方法3.1 螺栓安装根据实验要求选择不同类型和规格的螺栓，并使用扭力扳手按照标准操作将螺栓安装在试验装置中。

3.2 拉力测试在螺栓安装完成后，使用拉力试验机对螺栓进行拉力测试。

通过逐渐增加加载力，记录拉力与位移的曲线，并记录螺栓失效时的加载力。

3.3 失效分析在螺栓失效后，对失效的螺栓进行详细分析。

包括失效部位的观察和测量、螺栓材料的化学成分分析、金相检测等。

根据实验数据进行失效原因的分析并提出改进措施。

4. 实验结果与分析经过多次实验，我们获得了不同类型和规格的螺栓在拉力测试中的失效数据。

通过对失效螺栓的分析，得出以下结论：1. 失效形式：螺栓失效的形式主要包括拉断、剪断、塑性变形等。

不同类型的螺栓在拉力测试中表现出不同的失效形式，这与其材料、几何形状等特性有关。

2. 失效原因：螺栓失效的原因主要包括载荷过大、螺栓材料强度不足、螺栓安装不合理等。

其中，载荷过大是导致螺栓失效的主要原因。

3. 影响因素：螺栓失效受多个因素的影响，包括载荷大小、螺栓材料强度、安装力矩等。

这些因素互相关联，缺一不可。

5. 改进措施与建议根据实验结果和分析，我们提出以下改进措施和建议：1. 选择适当的螺栓材料，确保其强度满足实际需求。

2. 在螺栓安装过程中，严格控制安装力矩，避免过度拉伸或损坏。

3. 针对不同应用场景，选择适当的螺栓类型和规格，避免载荷过大或过小。

4. 定期对螺栓进行检测和维护，及时更换老化或损坏的螺栓。

6. 实验总结通过本次螺栓失效分析实验，我们深入了解了螺栓失效的原因及其影响因素。

实验结果对于螺栓的设计和使用都具有重要的参考价值。

在未来的工程实践中，我们将根据实验中的结论和建议来选择和使用螺栓，以确保设备和结构的安全可靠。

普通螺栓强度不满足,提出改进方案大多数情况下，受拉螺栓联接的强度决定于螺栓的强度。

影响螺栓强度的因素很多，有材料、结构、尺寸参数、制造和装配工艺等等。

改善螺纹牙间的载荷分布采用普通螺母时，轴向载荷在旋合螺纹各圈间的分布是不均匀的，从螺母支承面算起，第一圈受载最大，以后各圈递减。

理论分析和试验证明，旋合圈数越多，载荷分布不均的程度也越显著，到第 8～10 圈以后，螺纹几乎不受载荷。

所以，采用圈数多的厚螺母，并不能提高联接强度。

若采的悬置（受拉）螺母，则螺母锥形悬置段与螺栓杆均为拉伸变形，有助于减少螺母与栓杆的螺矩变化差，从而使载荷分布比较均匀。

为环槽螺母，其作用和悬置螺母相似。

避免或减小附加应力由于设计、制造或安装上的疏忽，有可能使螺栓受到附加弯曲应力，这对螺栓疲劳强度的影响很大，应设法避免。

例如，在铸件或锻件等未加工表面上安装螺栓时，常采用凸台或沉头座等结构，经切削加工后可获得平整的支承面。

减小应力集中螺纹的牙根、螺栓头部与栓杆交接处，都有应力集中，是产生断裂的危险部位。

其中螺纹牙根的应力集中对螺栓的疲劳强度影响很大。

可采取增大螺纹牙根的圆角半径、在螺栓头过渡部分加大圆角或切制卸载槽等措施来减小应力集中。

减小应力幅螺栓的最大应力一定时，应力幅越小，疲劳强度越高。

在工作载荷和剩余预紧力不变的情况下，减小螺栓刚度或增大被联接件的刚度都能达到减小应力幅的目的，但预紧力则应增大。

改善制造工艺制造工艺对螺栓的疲劳强度有很大影响。

对于高强度钢制螺栓，更为显著。

采用輾制螺纹时，由于冷作硬化的作用，表层有残余压应力，金属流线合理，螺栓疲劳强度比车削的高。

碳氮共渗、氮化、喷丸处理都能提高螺栓疲劳强度。

改进汽车轮胎螺栓结构的设计p1绪论汽车轮胎螺栓的功用是用来固联轮毂(轮芯)与轮盘(轮辐)。

在汽车行驶过程中,如果出现轮胎螺栓松动乃至折断,将严重危及车辆的行驶安全。

目前,载重汽车(特别是重型载重汽车)轮胎螺栓在结构上存在有一定的缺陷,在车辆运行过程中常常出现轮胎螺栓相对于轮毂(轮芯)松动而滑转、轮盘(轮辐)与车轴不在同一轴线上而导致车辆运行过程中容易产生折断,这已成为车辆经营者的一种心理包袱,也成为轮胎螺栓制造商急待解决的问题。

现行轮胎螺栓在结构上存在的缺陷,主要表现几个方面:目前,公知的汽车轮胎螺栓如下图所示,其与轮毂的接合面1a是光滑面,而车轮轮毂上的螺栓孔的壁面也是光滑的,其粗糙度为1.6。

由于车辆运行一定的里程后,轮胎螺栓会损坏,在多次更换轮胎螺栓过程中,轮毂上的轮胎螺栓孔将会扩大。

这时,维修中再将新的轮胎螺栓安装上,新的轮胎螺栓不能与轮毂实现过盈配合或过渡配合,只能靠小螺母进行定位,在车辆行驶一定里程后,螺母松动,导致轴孔相对滑转,这就造成螺栓折断。

同时,由于磨损使轮毂螺栓孔圆柱度和圆度失准,安装了新的轮胎螺栓后轴孔不同心,这就不能保证轮胎螺栓中心线与轮毂端面垂直。

这也是造成轮胎螺栓折断的原因。

正因为如此,现有技术中经过更换轮胎螺栓的维修之后,极为容易造成轮胎螺栓在汽车行驶中因松动而再次折断的情况。

目前,汽车轮胎螺栓01(如图1a、1b所示),其端盘02圆周上轴向的截面03为直线型。

轮胎螺栓安装在轮毂G上时,其端盘02与圆弧型轮毂G的接触点只在直线的中心点A上(如图2所示)。

车辆运行过程中,由于会频繁出现起步、加速、紧急制动等情况,导致轮胎螺栓端面直线与圆弧型轮毂G接触点出现晃动现象,即:螺栓相对轴孔滑转,其结果是使轮胎螺栓松动乃至折断。

目前,为了便于车轮的拆装,汽车轮胎螺栓组合件的螺杆直径比轮盘螺栓孔直径小4～6mm,轮胎螺母与轮盘的接触端面01是一个平面且与轮盘平面是平行的(如图1a、1b所示),其安装后的结果是:①车轮装上轮毂时,车轮本身自重在地球引力的作用下垂直下移,由于上述孔和杆直径差的因素,引起轮毂中心线与车轮中心线不能在同一轴线上,导致车轮旋转时形成不规则的运转。

高强度螺栓疲劳寿命分析与设计改进李源;陈昌林;王世建;朱文吉;周俊鹏【摘要】借助有限元分析工具,对某燃汽轮机风扇座环连接螺栓应力及接触状态进行了分析研究,并计算出了螺栓的应力幅值.将ASME标准与应变方法的疲劳曲线进行了对比分析研究,确定选用ASME标准中的疲劳曲线进行螺栓疲劳寿命分析,并与现场运行统计数据进行对比分析,给出了一套有效的螺栓疲劳寿命预测方法.并在此基础上给出提高螺栓使用寿命的结构改进的方法.【期刊名称】《成都大学学报（自然科学版）》【年(卷),期】2018(037)004【总页数】5页(P407-411)【关键词】有限元方法;高强度螺栓;应力;疲劳【作者】李源;陈昌林;王世建;朱文吉;周俊鹏【作者单位】东方电气集团东方电机有限公司,四川德阳618000;西安交通大学机械工程学院,陕西西安710049;东方电气集团东方电机有限公司,四川德阳618000;东方电气集团东方电机有限公司,四川德阳618000;东方电气集团东方电机有限公司,四川德阳618000;东方电气集团东方电机有限公司,四川德阳618000【正文语种】中文【中图分类】TH131.30 引言螺栓连接作为一种重要的结构连接方式，已广泛应用于各类工程领域中.然而，在高预紧力载荷以及交变载荷作用下，高强度螺栓发生疲劳断裂的事故时有发生.针对高强度连接螺栓的疲劳寿命，科研人员做了大量的研究并取得了一系列成果[1-5].在此基础上，本研究以某型号燃汽轮机风扇座环连接螺栓为研究对象，借助有限元分析方法，对该螺栓的应力幅值及各连接部件的接触应力状态进行了分析和对比研究，并基于疲劳分析方法对初始以及改进的螺栓寿命进行了预估分析，从而确定螺栓疲劳的分析方法以及优化改进的方案.1 研究对象概况作为研究对象的某燃汽轮机风扇座环连接螺栓结构布置如图1所示，机组运行转速为3 000 r/min，在启停机次数大约800次之后，风扇座环连接螺栓发生断裂.断口分析认为，其螺栓破坏为低周疲劳断裂.从螺栓疲劳断口图(见图2)来看：区域A为裂纹萌生区域，该区域为螺纹的根部区域，参考ASME标准，该部位的应力集中系数不小于3.9，属于应力敏感区域，也是螺栓断裂的常见多发位置；区域B 为裂纹扩展区域；区域C为断裂失效区.2 应力分析2.1 有限元建模本研究基于有限元方法对该燃汽轮机风扇座环连接螺栓在启停机状态下的螺栓应力进行分析计算，通过对风扇座环连接螺栓模型的简化处理，获取单元网格模型如图3所示.其中，图3(a)为实体模型，图3(b)为网格模型，图3(c)为模型各部分的示意图.在图3(c)中有两处装配：转轴与风扇座环存在1.5 mm的装配过盈量；压圈与风扇座环存在0.5 mm的装配间隙.压圈与风扇座环的装配间隙主要作用是在螺栓预紧后，能够保证压圈与风叶压紧.图1 燃汽轮机风扇座环螺栓结构布置示意图A：裂纹萌生区；B：裂纹扩展区；C：断裂失效区图2 螺栓断口示意图图3 风扇座环螺栓模型示意图为了便于螺栓断面应力的描述，将螺栓应力的取值点采用图示方法(见图4).图中位置A是螺栓顶部位置，为远离旋转轴线侧，位置B是螺栓底部位置，为靠近旋转轴线侧.图4 螺栓断面应力取点说明图2.2 装配次序及运行工况根据风扇压环的实际装配次序以及运行的工况，本研究将计算工况分为3个阶段：第1阶段为热套，主要是将风扇座环与转轴进行热套装配；第2阶段为螺栓预紧，通过螺栓施加的预紧力，可将压圈与风叶进行紧密的配合；第3阶段为转子旋转至额定转速.3个计算工况的载荷如表1所示.表1 载荷工况表计算工况描述内容描述LC1热套工况风扇座环与转轴热套装配LC2预紧工况施加螺栓预紧力29 000 NLC3额定运行螺栓预紧力锁定之后,机组转速升至额定3 000 r/min各工况下结构的受力简图如图5所示.热套工况下，风扇座环与转轴由于装配预紧量的作用，将产生一定程度的相互挤压，从而在配合面产生接触压应力；螺栓预紧后，由于压圈与座环存在楔形间隙，预紧力F0产生附加弯矩M0作用于螺栓；额定运行时，作为外伸端的压圈，在离心力F1作用下将产生弯矩M1与预紧工况载荷综合作用于螺栓.图5 各工况下结构受力简图2.3 应力及接触状态分析2.3.1 螺栓应力及交变幅值规律.事实上，对螺栓疲劳寿命影响最大的是螺栓的应力交变幅值.从3个计算工况来看，产生螺栓应力幅值主要来源于LC2工况和工况LC3的转换过程.对此，可通过计算螺栓在一个停机工况LC2以及运行工况LC3切换下的应力分布规律，可以得到螺栓的交变应力幅值.通过对螺栓最大应力、应力幅值的分布位置研究发现：螺栓在预紧状态下，由于结构刚度的不对称，在同一断面上，靠近旋转中心和远离旋转中心的螺栓上、下两侧的应力不相等.图6给出了螺栓断面应力的取值位置：位置A是螺栓底部位置，为螺栓断面靠近旋转轴线的一侧；位置B是螺栓顶部位置，为螺栓断面远离旋转轴线的一侧.图6 螺栓断面应力取值位置示意图针对该燃汽轮机风扇座环连接螺栓的初始设计方案，计算了螺栓在LC2、LC3工况下关键位置点的应力，具体如表2、图7所示.表2 螺栓最大主应力计算结果(MPa)计算工况描述螺栓整体位置A位置BLC2预紧工况446.789423.33389.5LC3额定运行499.891112.253421.767(a)螺栓预紧之后(LC2)(b)额定转速下(LC3)图7 螺栓的应力水平图计算发现，在进行LC2、LC3工况切换时，螺栓重点断面的应力变化规律为：螺栓位置A的应力水平由423.333 MPa减小至112.253 MPa，应力幅值ΔS为311.08 MPa；螺栓位置B的应力水平由89.5 MPa增大至421.767 MPa，应力幅值ΔS为332.17 MPa.出现上述的应力变化规律原因是由于压圈与座环存在0.5 mm的初始间隙，当螺栓预紧后，螺栓存在初始的向下弯曲，而当机组起动到额定转速时，压圈的离心力使螺栓产生向上的弯矩，从而使得螺栓的顶部与底部的应力呈现周期的交变规律. 2.3.2 关键接触面接触状态变化规律研究.不同工况下，风扇座环与转轴的接触应力如表3与图8所示.表3 不同工况下风扇座环与转轴的接触应力计算工况描述接触压力/MPaLC1热套工况145.274LC2预紧工况145.554LC3额定运行111.178(a)热套工况(LC1)(b)预紧工况(LC2)(c) 额定运行工况(LC3)图8 风扇座环与转轴的接触应力图计算结果表明，初始安装热套状态下，接触压力高达145.274 MPa，安装螺栓后，接触状态变化不大，接触压力有略微的增加，达到145.554 MPa，在额定运行工况时，由于离心力的作用，风扇座环与转轴将发生分离，这必然会引起接触应力的降低.而在螺栓孔的位置，由于结构开孔使得刚度较实心位置减弱，同时压圈的离心力传递到风扇座环上时将产生剪力与弯矩的合成效果，从而使得压圈侧的径向变形较大，也会引起压圈的接触应力降低.此外，对比图8(b)、(c)接触压力的状态可知，接触压应力降低了34.376 MPa.接触状态由原来的粘接状态过渡到分离和滑移状态.通过接触状态的比较研究，可以进一步确定螺栓处于交变应力状态下.3 螺栓疲劳S-N曲线与疲劳寿命计算计算结果表明，该风扇座环连接螺栓的疲劳可定性为低周疲劳.目前，在进行零部件低周疲劳分析时，常用的是基于应变的疲劳分析方法.同时，螺栓为高预紧力的受力状态，在采用应变方法进行计算分析时，需计入平均应力修正的影响.3.1 螺栓疲劳S-N曲线3.1.1 ASME标准螺栓疲劳S-N曲线.针对高强度螺栓的疲劳分析，ASME规范中规定了相关的S-N参数.在ASME标准中，基于光轴试件的疲劳曲线设计是基于多项式函数的方式给定，涉及低合金碳素钢、镍铬合金钢、铜镍合金、镍铬钼合金钢以及高强度螺栓等材料，其计算公式为，N=10X(1)(2)(3)式中，Sa指应力幅值，N为设计的循环次数.式中Ci数值均可从标准中查得.3.1.2 基于应变疲劳的S-N曲线.基于应变疲劳的S-N曲线计算公式为，(4)式中，Δε/2=εu为全应变幅值，Δεe/2=Δσ/2E=σa/E为弹性应变幅值，Δεp/2=Δε/2-Δεe/2为弹性应变幅值，为疲劳持久系数，c为疲劳持久指数，为疲劳强度系数，b为疲劳强度因子，E为弹性模量，Δσ/2=σa为应力幅值.文献[6]对于上述公式给出了近似的方法，(5)式中，Δε/2=εu全应变幅值，εf=ln(A0/Af)=ln[100/(100-%RA)]，真实的断裂应变或延展性，%RA=100(A0/Af)/A0)，断面收缩率百分比，Su=Pmax/A0极限拉伸强度.应变疲劳中的平均应力修正为，(6)3.1.3 两种方法的疲劳S-N曲线对比.通过查找相关计算参数，可以计算出ASME标准中的S-N曲线数据，以及采用应变疲劳理论得到的S-N数据，具体如图9所示.图9 两种方法得到的螺栓S-N对比曲线通过对两种方法疲劳S-N曲线进行比较可以发现，ASME规范中给出的S-N数据与应变疲劳得到的数据较为一致.3.2 疲劳寿命计算基于上述的有限元应力计算为基础，通过工况的组合计算，确定疲劳分析所需的应力幅值，再借助疲劳分析计算流程，可对螺栓危险断面的允许循环次数进行计算.计算结果表明：螺栓位置A的最小疲劳寿命为1 062次启停机次数；位置B可承受1 204次启停机运行次数.螺栓断面的应力水平以及疲劳计算结果如表4所示. 表4 螺栓重点断面应力以及寿命计算名称位置A 位置B平均应力/MPa267.793 255.6335应力幅值/MPa155.54 166.1335应力集中系数4 4应力幅值/MPa622.16 664.534允许的循环次数(ASME标准)/No.1 204 1 062允许的循环次数(strain life)/No.1 317 1 153数据表明，离心力作用下，螺栓的最大应力发生在位置B，且该位置的应力幅值较大，位置B较早发生疲劳破坏的可能性大.此外，采用ASME标准的螺栓S-N曲线计算得到的螺栓最小寿命为1 062次，而采用基于应变的螺栓S-N曲线计算得到的螺栓最小寿命为1 153次，ASME方法与该螺栓实际运行统计的数据800次更为接近.从该燃汽轮机机组实际运行的情况来看，该高强度螺栓仅承受了低于1 000次的启停机就发生疲劳破坏.因此，采用ASME标准的螺栓S-N曲线对于评估该结构的高强度螺栓的疲劳寿命是合适的.4 设计改进方案通常，在螺栓连接结构中，螺栓的承载关系受制于螺栓的刚度Cb与法兰的刚度Cf的线性比例分配关系.通过增长螺栓可以提高螺栓柔度，降低螺栓的刚度，从而可以降低螺栓部分的承受外载，进而降低螺栓的应力幅值.从这个思路出发，本研究采取了加长螺杆并增加数量的方法来降低螺栓的应力幅值.同时，针对改进方案同样进行了上述的应力分析，结果如表5与图10所示.图10(a)为螺栓预紧静止工况的应力分布，图10(b)为运行至额定转速的应力分布.通过比较可知，改进后的螺栓的应力幅值由原来的664.534 MPa降低至116.286 MPa，应力降幅明显.通过寿命评估发现，最危险断面的寿命大大提高，由之前的1 062次增加至2 392 536次.事实上，设计方案改进后，该燃汽轮机机组的实际运行情况表明，其风扇座环连接尚未出现螺栓断裂的情况.表5 改进方案的螺栓重点断面应力以及寿命计算汽端改进方案螺栓位置A位置B 平均应力/MPa301.8285282.8255应力幅值/MPa28.453529.0715应力集中系数44应力幅值/MPa113.814116.286允许的循环次数/No.2 690 5452 392 536(a)预紧工况(LC2)(b)额定运行工况(LC3)图10 改进方案螺栓的应力水平5 结语本研究以实际工程中的某型号燃汽轮机风扇座环连接螺栓断裂问题为分析对象，采用了基于有限单元法分析应力并结合疲劳寿命分析的方法，对该问题进行了研究.在研究中，着重分析了各运行工况下的螺栓应力分布以及接触状态的变化，对比分析了高强度螺栓应变疲劳以及ASME标准中的应力疲劳曲线，并对该螺栓进行了寿命分析计算.在此基础上，提出了提高螺栓寿命的设计改进方案，并通过实际应用验证了方案的可靠性.参考文献：【相关文献】[1]张伦.高强度螺栓断裂失效分析研究[J].石油和化工设备，2017，20(6)：55-57.[2]王自勤.螺栓应力应变及疲劳寿命分析[J].航空制造技术，2001，44(4)：44-46.[3]杜静，黄文，王磊，等.基于接触分析的高强度螺栓疲劳寿命分析[J].现代科学仪器，2013，23(1)：73-77.[4]蒲泽林，杨昆，刘宗德，等.汽轮机联轴器螺栓疲劳特性及寿命预测模型的研究[J].中国电机工程学报，2002，22(7)：90-94.[5]张硕.高强度螺栓疲劳强度计算方法的探讨[J].重工与起重技术，2017，14(3)：1-3.[6]Bannantine J A.Fundamentals of metal fatigue analysis[M].Englewood Cliffs,New Jersey,USA:Prentice Hall Press,1990.。