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，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=-31kN，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=-2111kN，一点半N=-1960kN，三点N=-22kN，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=0.26

2.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：

<1> 李舜酩 2007 机械疲劳与可靠性设计 科学出版社

<2> 机械设计手册编委会 2007 疲劳强度设计 机械工业出版社下载本文