焦晉峰，劉展翔，劉 丹，劉 勇，郭 琪，雷宏剛

(1.太原理工大學(xué) 土木工程學(xué)院，山西 太原 030024；2.山東電力工程咨詢院有限公司，山東 濟(jì)南 250013)

裝配式鋼結(jié)構(gòu)建筑鑒于其諸多優(yōu)勢被廣泛應(yīng)用于民用建筑和工業(yè)建筑中，端板連接作為其梁柱節(jié)點(diǎn)主要連接型式[1]，節(jié)點(diǎn)連接受力性能直接關(guān)系到結(jié)構(gòu)整體受力性能．作為端板連接中主要部件——高強(qiáng)度螺栓，其疲勞性能至關(guān)重要[2]．此外，考慮到高強(qiáng)度螺栓實(shí)際施工過程中，螺栓欠擰概率較高(圖1)，且在后續(xù)使用過程中預(yù)緊力出現(xiàn)損失等情形，均可能導(dǎo)致其預(yù)緊力不滿足規(guī)范要求．目前針對(duì)高強(qiáng)度螺栓疲勞性能影響因素，已有文獻(xiàn)從螺栓規(guī)格、螺紋形式、加載應(yīng)力幅、加載應(yīng)力比等方面進(jìn)行了研究[3]，而就預(yù)緊力對(duì)高強(qiáng)度螺栓疲勞性能的影響則關(guān)注較少．

吳勇[4]等人通過預(yù)緊力的計(jì)算及對(duì)螺栓疲勞壽命影響分析，給出了合理的預(yù)緊力矩范圍；穆國煜[5]基于數(shù)值模擬探討了端板尺寸和螺栓預(yù)緊力兩個(gè)因素對(duì)疲勞性能的影響，得出隨著預(yù)緊力的增大，風(fēng)荷載對(duì)螺栓應(yīng)力的影響逐漸減小并導(dǎo)致螺栓疲勞損傷值不斷減?。籅artsch等[6]和Weijtjens等[7]指出增大預(yù)應(yīng)力可以顯著減小作用在螺栓上的應(yīng)力范圍，從而提高其疲勞強(qiáng)度，延長其疲勞壽命；Ajaei等[8]基于對(duì)風(fēng)力發(fā)電機(jī)環(huán)形法蘭螺栓節(jié)點(diǎn)的數(shù)值模擬指出減小螺栓預(yù)緊力會(huì)導(dǎo)致其受到的應(yīng)力波動(dòng)幅度增大，進(jìn)而加劇其疲勞損傷，且預(yù)緊力損失達(dá)到75%時(shí)，影響更為顯著；張猛[9]結(jié)合有關(guān)規(guī)范和原理進(jìn)行深入研究，提出了直接施加預(yù)拉力的施工方法并研制了高強(qiáng)度螺栓液壓預(yù)拉力張拉器；王素芬[10]對(duì)工程上常用的高強(qiáng)度螺栓疲勞壽命與施加的預(yù)緊力之間的關(guān)系進(jìn)行了分析，指出軸向預(yù)緊力應(yīng)加載至彈性極限的90%，并提出螺栓預(yù)緊力應(yīng)小于螺栓材料屈服強(qiáng)度的80%．

陽榮昌[11]指出當(dāng)螺栓預(yù)緊力較小時(shí)，螺栓損傷對(duì)預(yù)緊力變化極其敏感，一旦有螺栓松動(dòng)，其疲勞損傷將迅速增加；杜洪奎[12]采用溫度加載法模擬預(yù)緊力對(duì)螺栓連接結(jié)構(gòu)影響，得出不同預(yù)緊力下的疲勞壽命，并且繪制出預(yù)緊力-壽命曲線；Chapman等[13]提出，當(dāng)螺栓承受靜、動(dòng)載荷時(shí)，預(yù)緊力施加到其塑性極限，可使螺栓連接的結(jié)構(gòu)承受最大工作負(fù)載，且達(dá)到最優(yōu)疲勞強(qiáng)度效果；Guo等[14]指出螺栓預(yù)緊力通過減輕節(jié)點(diǎn)處應(yīng)力集中情況進(jìn)而提高端板節(jié)點(diǎn)的疲勞性能；Reidar[15]分析了螺栓在各種工況下的預(yù)緊類型及相應(yīng)的預(yù)緊程序，并制定了預(yù)緊螺栓相關(guān)的使用與安裝準(zhǔn)則；Fernando等[16]指出當(dāng)實(shí)際施加預(yù)緊力小于建議預(yù)緊力時(shí)，就可能會(huì)導(dǎo)致接頭分離；Lochan等[17]和Zampieri等[18]則基于對(duì)現(xiàn)有螺栓疲勞研究的總結(jié)，指出正確施加預(yù)緊力可以提高螺栓抵抗疲勞荷載的能力．然而，現(xiàn)行《鋼結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)》[19]GB 50017-2017仍缺乏高強(qiáng)度螺栓在受拉情況下考慮預(yù)緊力對(duì)疲勞性能影響的規(guī)定，一定程度上制約了高強(qiáng)度螺栓在實(shí)際工程當(dāng)中的應(yīng)用與推廣．

綜上所述，相對(duì)于高強(qiáng)度螺栓靜力性能研究，其受拉疲勞性能方面的研究尚不成熟：既有相關(guān)文獻(xiàn)側(cè)重于采用數(shù)值模擬和理論分析，而對(duì)疲勞試驗(yàn)研究較為缺乏，至于考慮預(yù)緊力對(duì)螺栓疲勞壽命影響的研究則更少．本文主要針對(duì)施加不同預(yù)緊力的12組試件進(jìn)行常幅疲勞試驗(yàn)加載，分析試件疲勞破壞現(xiàn)象，并基于掃描電鏡對(duì)破壞螺栓斷口進(jìn)行宏觀和微觀分析；重點(diǎn)探討預(yù)緊力對(duì)試件破壞形態(tài)和疲勞壽命的影響，同時(shí)基于數(shù)值模擬探討了不同情況下高強(qiáng)度螺栓應(yīng)力集中規(guī)律及最大應(yīng)力影響因素．

1 試驗(yàn)方案

1.1 試件準(zhǔn)備

本文選取工程上常采用的規(guī)格為8.8級(jí)M24鋼結(jié)構(gòu)用高強(qiáng)度大六角頭螺栓作為研究對(duì)象．《Eurocode 3: Design of Steel Structures》Part 1-9: Fatigue[20]中規(guī)定，基于統(tǒng)計(jì)分析，疲勞試件的試驗(yàn)數(shù)量不低于10個(gè)．參考上述規(guī)定，本次常幅疲勞試驗(yàn)選取24個(gè)高強(qiáng)度螺栓試件作為試驗(yàn)對(duì)象．

為檢驗(yàn)高強(qiáng)度螺栓材料靜力性能并確定合適的疲勞試驗(yàn)加載制度，依據(jù)《緊固件機(jī)械性能螺栓、螺釘和螺柱》[21]GB/T 3098.1-2010，隨機(jī)選取3個(gè)螺栓試件進(jìn)行靜力拉伸試驗(yàn)，得到螺栓基本力學(xué)性能指標(biāo)如表1所示．對(duì)比發(fā)現(xiàn)試件的力學(xué)性能指標(biāo)略低于規(guī)范要求，這是由于本次試驗(yàn)基于工程實(shí)際應(yīng)用，從市場中隨機(jī)采購得到本批次高強(qiáng)度螺栓試件，并從中抽取試件開展材性試驗(yàn)，存在一定的偶然誤差．但是其力學(xué)性能指標(biāo)與規(guī)范限值之間的相對(duì)誤差均小于2%．

1.2 試驗(yàn)流程

本次試驗(yàn)中所使用加荷裝置與文獻(xiàn)[2]中M24高強(qiáng)度螺栓常幅疲勞試驗(yàn)加荷裝置一致，如圖2所示．試驗(yàn)在MTS Landmark 370.50伺服液壓疲勞試驗(yàn)機(jī)上完成，采用正弦波加載，加載頻率為7 Hz，試驗(yàn)環(huán)境為大氣常溫環(huán)境，通過力控制模式進(jìn)行試驗(yàn)．試驗(yàn)開始前，先將一對(duì)加載頭的加工基準(zhǔn)面找平拼裝，插入固定螺栓并擰緊．拼裝完成后，將兩加載頭上下夾板插入MTS試驗(yàn)機(jī)夾頭內(nèi)，調(diào)整位置對(duì)中，下端通過下加荷裝置與底座相連，上端通過上加荷裝置與疲勞試驗(yàn)機(jī)的作動(dòng)器相連，將準(zhǔn)備試驗(yàn)的M24高強(qiáng)度螺栓試件插入上、下加荷裝置底板的螺栓孔中以進(jìn)行試驗(yàn)．

圖2 高強(qiáng)度螺栓疲勞試驗(yàn)設(shè)備

1.3 預(yù)緊力的制定與監(jiān)測

高強(qiáng)度螺栓預(yù)緊力矩T的計(jì)算，一般結(jié)合扭矩系數(shù)k、螺紋公稱直徑d和螺栓預(yù)緊力F求得，其公式如式(1)所示[8].

T=k·F·d

(1)

式中：k為扭矩系數(shù)，無量綱，反映螺栓扭矩和預(yù)緊力的關(guān)系，考慮螺栓表面處理情況取0.2[22]；d為公稱直徑，24 mm；T為扭矩，N·m；F為預(yù)緊力，N．

在螺栓桿距離螺栓頭20 mm處對(duì)稱打磨出兩個(gè)光滑矩形平面，將單向應(yīng)變片沿螺栓軸向?qū)ΨQ粘貼于矩形平臺(tái)，具體位置如圖3所示．

圖3 應(yīng)變片位置示意圖

貼好應(yīng)變片后，用萬用表檢查應(yīng)變片電阻，應(yīng)變片與螺栓絕緣視為合格．采用扭矩扳手施加扭矩時(shí)，由于存在幾何參數(shù)偏差，在一定力矩下，預(yù)緊力的控制精度不到位．因此，通過粘貼應(yīng)變片并觀察應(yīng)變值可以更好地監(jiān)測預(yù)緊力是否施加正確．同時(shí)，為確保試件軸心受力，兩應(yīng)變片采集所得數(shù)據(jù)差值應(yīng)小于100 με．

1.4 應(yīng)力幅的制定

2 試驗(yàn)分析

2.1 試驗(yàn)現(xiàn)象

經(jīng)過統(tǒng)計(jì)，試驗(yàn)中M24高強(qiáng)度螺栓的斷裂位置有兩種，第一種斷裂形態(tài)(圖4)是在螺桿和螺母嚙合的第一個(gè)螺紋處發(fā)生斷裂，這是本次疲勞試驗(yàn)的主要破壞形式，共有18個(gè)螺栓；第二種斷裂形態(tài)(圖5)為螺紋處產(chǎn)生較大裂縫和變形但尚未完全斷裂，已達(dá)到疲勞試驗(yàn)設(shè)置的停機(jī)條件，產(chǎn)生裂紋的位置也為螺桿和螺母結(jié)合的第一個(gè)螺紋處，共有6個(gè)螺栓，且第二種斷裂形態(tài)多發(fā)生于低應(yīng)力比的情況下．

圖4 第一種疲勞斷裂形態(tài)

圖5 第二種疲勞斷裂形態(tài)

2.2 數(shù)據(jù)整理

分別擬合不同應(yīng)力比下高強(qiáng)度螺栓的S-N曲線，得出其對(duì)應(yīng)循環(huán)次數(shù)為2×106次的名義允許應(yīng)力幅如下圖6所示，差值率在10%以內(nèi)，故可以忽略應(yīng)力比對(duì)疲勞壽命的影響．表2測試結(jié)果規(guī)律性較差的原因主要有：疲勞試驗(yàn)結(jié)果自身基本表現(xiàn)為離散性較大[23]；本文重點(diǎn)考慮預(yù)緊力缺失對(duì)其壽命的影響，結(jié)合試驗(yàn)成本等因素，每對(duì)照組僅進(jìn)行了2組試驗(yàn)．

圖6 不同應(yīng)力比擬合S-N曲線

表2 疲勞試驗(yàn)結(jié)果

在每組螺栓相同應(yīng)力比，相同應(yīng)力幅作用下，預(yù)緊力增加15.3 kN(扭矩增加100 N·m)前后擬合的S-N曲線分別如下圖7和圖8所示．由圖可知，lgΔσ和lgN線性相關(guān)程度良好．而圖9的疲勞壽命變化率統(tǒng)計(jì)結(jié)果可看出試件疲勞壽命離散性較大．影響疲勞壽命離散性的因素有很多，包括加工精度、顯微組織與缺陷、材料的化學(xué)成份、熱處理、試件大小、表面粗糙度、應(yīng)力狀態(tài)等．

圖7 預(yù)緊力增加前S-N曲線

圖8 預(yù)緊力增加后S-N曲線

圖9 疲勞壽命增長率統(tǒng)計(jì)圖

采用最小二乘法分別擬合預(yù)緊力增加前后的疲勞壽命S-N曲線：lg(Δσ)=algN+b，計(jì)算得到預(yù)緊力增加前后的高強(qiáng)度螺栓試件2×106次循環(huán)次數(shù)對(duì)的名義允許應(yīng)力幅分別為[Δσ]2×106=62.53 MPa和[Δσ]2×106=69.63 MPa．可以得出增大100 N·m扭矩可以提高螺栓的疲勞強(qiáng)度，增長率為11.35%．文獻(xiàn)[2]指出標(biāo)準(zhǔn)中軸拉情況下螺栓對(duì)應(yīng)2×106次允許名義應(yīng)力幅為[Δσ]2×106=50 MPa．將本次試驗(yàn)數(shù)據(jù)與該值進(jìn)行對(duì)比得知試驗(yàn)對(duì)應(yīng)允許名義應(yīng)力幅分別為標(biāo)準(zhǔn)建議值的1.25倍和1.39倍．

3 疲勞斷口分析

針對(duì)不同預(yù)緊力條件下高強(qiáng)度螺栓疲勞斷口進(jìn)行觀察和對(duì)比．以第6組為例，應(yīng)力比R=0.5，應(yīng)力幅Δσ=170 MPa，預(yù)緊力分別為39.8 kN(扭矩260 N·m)和55.1 kN(扭矩360 N·m)，試件疲勞斷口宏觀和微觀分析照片如圖10和11所示．

3.1 疲勞斷口宏觀分析

通過觀察和對(duì)比，可以得出高強(qiáng)度螺栓的疲勞破壞有以下特點(diǎn)：

(1)試驗(yàn)中螺栓斷裂位置為螺栓和螺母相接觸的第一個(gè)螺紋處，未完全斷裂的螺栓試件產(chǎn)生裂縫的位置也位于此處．

(2)在軸向拉伸疲勞加載下疲勞源多集中在表面．疲勞裂紋的擴(kuò)展分為兩個(gè)階段：第一階段是從個(gè)別侵入溝開始，裂紋沿與主應(yīng)力呈45°的晶面斜向內(nèi)發(fā)展，如圖10(a)可以明顯看出疲勞斷口邊緣處呈現(xiàn)出斜向下的多條棘輪狀裂紋，說明存在著明顯的脆性斷裂特征．第二階段是裂紋沿垂直于最大拉應(yīng)力方向擴(kuò)展，直到未斷裂部分不足以承擔(dān)所施加的荷載，裂紋開始失穩(wěn)擴(kuò)展為止．

圖10 第6組M24-0.5-23試件疲勞斷口圖

(3)疲勞擴(kuò)展區(qū)呈現(xiàn)月牙狀，分為穩(wěn)定擴(kuò)展區(qū)與快速擴(kuò)展區(qū)，穩(wěn)定擴(kuò)展區(qū)平整光滑，快速擴(kuò)展區(qū)顏色昏暗，無金屬光澤，斷口表面粗糙不平，隨著擴(kuò)展深度的增加，剩余的工作截面減少，應(yīng)力逐漸增大，裂紋加速擴(kuò)展直至發(fā)生瞬斷．瞬斷區(qū)位置為試件快速破壞時(shí)的拉斷區(qū)域，斷裂時(shí)形成一個(gè)較大的凹槽，面積較小，一般在疲勞源區(qū)的對(duì)側(cè)，斷口晶粒粗糙，形狀不規(guī)則．

通過宏觀斷口分析可以得出預(yù)緊力小的螺栓疲勞擴(kuò)展區(qū)面積明顯小于瞬斷區(qū)面積，占整個(gè)斷口的40%(圖10(a))；而預(yù)緊力大的螺栓其擴(kuò)展區(qū)明顯較大，面積占比達(dá)60%(圖11(a))．

圖11 第6組M24-0.5-09試件疲勞斷口圖

3.2 疲勞斷口微觀分析

對(duì)試樣斷口部分進(jìn)行切割，并使用超聲波清洗設(shè)備清洗斷口后放置在電子顯微鏡下觀察斷口形貌，斷裂面上光滑的疲勞擴(kuò)展區(qū)和粗糙的瞬斷區(qū)清晰可辨，具有典型的疲勞斷裂面特征．

通過對(duì)比兩個(gè)螺栓的斷口微觀圖像可以得出：

(1)疲勞源區(qū)

圖10(b)和圖11(b)分別是上述兩個(gè)螺栓的疲勞源區(qū)放大500倍的圖像．可以看出預(yù)緊力小的螺栓斷口表面比預(yù)緊力大的螺栓疲勞源更加明顯，斷口表面更加粗糙，且顏色較淺．

(2)疲勞擴(kuò)展區(qū)

圖10(c)和圖11(c)分別是上述兩個(gè)螺栓的疲勞擴(kuò)展區(qū)放大1 000倍的微觀圖像．對(duì)于疲勞擴(kuò)展區(qū)，預(yù)緊力小的螺栓斷口表面更加粗糙，且有細(xì)小裂紋，預(yù)緊力大的螺栓紋理顏色較深．

(3)疲勞瞬斷區(qū)

圖10(d)和圖11(d)分別是上述兩個(gè)螺栓的瞬斷區(qū)放大2 000倍的微觀圖像．對(duì)于疲勞瞬斷區(qū)，預(yù)緊力大的螺栓比預(yù)緊力小的螺栓表面韌窩明顯更深，且數(shù)量更多，一些韌窩中由于存在晶粒脫落，從而形成空洞，且細(xì)小條紋更多，撕裂狀更加明顯．

4 數(shù)值模擬

4.1 模型建立

采用通用有限元軟件ABAQUS建立三維有限元模型，如圖12所示，對(duì)法蘭連接中高強(qiáng)度螺栓的應(yīng)力分布進(jìn)行模擬．螺栓模型的材料屬性為材性試驗(yàn)所得結(jié)果，加載頭材料屬性設(shè)置為Q355B鋼．以螺栓在靜力荷載作用下的拉伸試驗(yàn)為例，螺栓和加載頭采用C3D8R網(wǎng)格單元，螺母采用C3D10網(wǎng)格單元．在螺栓和螺母接觸區(qū)域，為了保證其計(jì)算精度將模型進(jìn)行了網(wǎng)格細(xì)化．建立有限元模型時(shí)，需設(shè)置各個(gè)構(gòu)件之間的接觸方式以匹配實(shí)際試驗(yàn)情況來提高模型收斂性．螺栓上的螺紋與螺母、兩個(gè)加荷裝置底板、螺栓頭與底板、螺母與底板之間均設(shè)置為通用接觸，接觸性質(zhì)由法線方向的“硬接觸”與切線方向的“摩擦系數(shù)μ=0.1”兩部分構(gòu)成．

4.2 邊界條件與荷載施加

在加荷裝置模型的上端板處施加均布荷載，方向?yàn)榇怪逼矫嫦蛏希谶吔鐥l件設(shè)置中(圖12)，模型下部加荷裝置底面板和螺母基于試驗(yàn)實(shí)際情況均使用完全固定約束，即Encastre約束．其余部分設(shè)置ZASYMM約束，使模型只在沿軸力方向有位移．模型共設(shè)置兩個(gè)分析步，分析步1為在螺栓施加相應(yīng)的螺栓力(bolt load)以模擬預(yù)緊力，分析步2為在加荷裝置上端板處施加相應(yīng)的均布荷載．

圖12 有限元模型

4.3 有限元結(jié)果分析

4.3.1 應(yīng)力集中位置

通過Mises應(yīng)力分布云圖13得出螺栓在荷載作用下的應(yīng)力分布規(guī)律為：螺栓的最大應(yīng)力出現(xiàn)在螺栓與螺母接觸的第一個(gè)螺紋深處，與試驗(yàn)中的多數(shù)螺栓疲勞斷裂位置相符合．由此可以得出，螺栓在試驗(yàn)加載中的最不利位置為此處．高應(yīng)力部位集中在接觸區(qū)螺栓桿中部環(huán)向表面，該處應(yīng)力值普遍較高，且距離此處越遠(yuǎn)，所受應(yīng)力越小，整體呈現(xiàn)明顯的梯度分布趨勢．

圖13 Mises應(yīng)力分布云圖

4.3.2 有限元與試驗(yàn)對(duì)比

為進(jìn)一步驗(yàn)證模型有效性，對(duì)有限元模型施加與試驗(yàn)相同的預(yù)緊力及單周期正弦波循環(huán)荷載，得到應(yīng)變-時(shí)間曲線．提取應(yīng)變時(shí)程曲線的單元位置與試驗(yàn)中應(yīng)變片的粘貼位置一致，以保證對(duì)比的可靠性．將疲勞試驗(yàn)時(shí)穩(wěn)定擴(kuò)展階段應(yīng)變儀采集得到的數(shù)據(jù)與數(shù)值模擬結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，如下表3所示．

以第5組中M24-0.5-22試件及其對(duì)應(yīng)的有限元模型為例，疲勞試驗(yàn)中應(yīng)變儀采集數(shù)據(jù)與數(shù)值模擬結(jié)果分別如圖14、圖15所示．

由表3及圖14、圖15可以看到，模擬結(jié)果與試驗(yàn)采集得到的數(shù)據(jù)之間存在一定誤差，誤差范圍為5.5%～59.8%．存在誤差的原因包括有限元分析中對(duì)研究對(duì)象進(jìn)行了簡化，其材料屬性、單元網(wǎng)格尺寸、荷載和邊界條件均按理想情況確定；而實(shí)際試驗(yàn)過程中不可預(yù)見因素較多，如試件材料不均勻性、加荷裝置上下不完全對(duì)中、應(yīng)變片貼片位置不理想等．

表3 螺栓試件應(yīng)變值試驗(yàn)與數(shù)值模擬結(jié)果對(duì)比

4.3.3 加荷裝置對(duì)螺栓應(yīng)力分析的影響研究

文獻(xiàn)[24]采用與本文相同的加荷裝置對(duì)螺栓常幅疲勞性能進(jìn)行了試驗(yàn)研究，但其忽略了加荷裝置及預(yù)緊力對(duì)螺栓應(yīng)力分布的影響．而在實(shí)際疲勞試驗(yàn)中，由于加荷裝置與螺栓之間存在的接觸與相對(duì)摩擦，加荷裝置可能會(huì)影響高強(qiáng)度螺栓的受力分布．故本文在其基礎(chǔ)上考慮了加荷裝置和預(yù)緊力對(duì)螺栓最大應(yīng)力值及應(yīng)力集中位置的影響(圖16和圖17)，對(duì)比結(jié)果如表4所示：

表4 有無加荷裝置螺栓應(yīng)力對(duì)比

圖16 無加荷裝置螺栓應(yīng)力分布云圖

圖17 有加荷裝置螺栓應(yīng)力分布云圖

由圖18可以看出，施加相同的荷載時(shí)，有加荷裝置與無加荷裝置對(duì)螺栓的缺口應(yīng)力大小存在明顯差異，且差值率隨著預(yù)緊力的增大逐漸減小最后趨于穩(wěn)定，但加荷裝置并不會(huì)影響應(yīng)力集中的位置．無加荷裝置時(shí)施加不同的預(yù)緊力對(duì)螺栓最大應(yīng)力值存在一定的影響，隨著預(yù)緊力提高，應(yīng)力的大小呈現(xiàn)上升的趨勢后趨于穩(wěn)定；有加荷裝置時(shí)施加不同的預(yù)緊力對(duì)螺栓最大應(yīng)力值存在影響較?。纱苏f明分析螺栓應(yīng)力時(shí)加荷裝置不可忽略．

圖18 有無加荷裝置螺栓缺口應(yīng)力對(duì)比

5 結(jié)論

本文針對(duì)24個(gè)8.8級(jí)M24高強(qiáng)度螺栓開展了常幅疲勞試驗(yàn)、數(shù)值模擬和理論分析，主要得出如下結(jié)論：

(1)對(duì)比12組螺栓扭矩均相差100 N·m時(shí)，在確保加荷裝置彈性的前提下，高強(qiáng)度螺栓預(yù)緊力的提高有利于其疲勞強(qiáng)度的增加，2×106次對(duì)應(yīng)允許疲勞強(qiáng)度相差11.35%；分別擬合預(yù)緊力增加前后的疲勞壽命S-N曲線，試驗(yàn)對(duì)應(yīng)允許名義應(yīng)力幅分別為標(biāo)準(zhǔn)建議值的1.25倍和1.39倍；

(2)預(yù)緊力小的螺栓疲勞擴(kuò)展區(qū)面積明顯小于瞬斷區(qū)面積，而預(yù)緊力大的螺栓擴(kuò)展區(qū)明顯大于疲勞瞬斷區(qū)面積；

(3)數(shù)值模擬顯示高強(qiáng)度螺栓應(yīng)力集中位置為螺栓和螺母結(jié)合第1個(gè)螺紋處，與試驗(yàn)中常幅疲勞試件的試驗(yàn)斷口位置基本吻合；

(4)有無加荷裝置對(duì)高強(qiáng)度螺栓應(yīng)力集中位置的影響可以忽略，但最大應(yīng)力值存在明顯差異，差值率為20%～22.18%，由此表明加荷裝置對(duì)研究螺栓應(yīng)力分布影響不可忽略．