单螺栓单圈变螺栓孔间隙沉头式复合关节的应力分析.docx
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单螺栓单圈变螺栓孔间隙沉头式复合关节的应力分析
单螺栓，单圈，变螺栓孔间隙沉头式复合关节的应力分析
（爱尔兰，利默里克大学，机械、航空和生物医学工程部门，材料和表面科学研究所（MSSI））
关键词：
有限元分析环氧树脂间隙螺栓连接沉头轴承断裂
摘要
沉头紧固件的单圈,环氧树脂关节使用非线性有限元模型有限元分析的代码。
在沉头孔边界的应力分布提供了一个详细的分析。
由于制造能力的局限性,螺栓孔间隙的出现是广泛模仿。
间隙水平内外典型航空拟合公差进行了研究和有限元模型与实验数据验证。
沉头层压板每一层径向应力的测算表显示严重局部荷载传递,在只有几层轴承多数负载的情况下。
相比整齐配合关节模型中，所示的模型中间隙的内含物导致更高的径向压力。
一个相关的关节刚度的损失超过10%记录最高的间隙（240um）。
最后压缩全厚度压力显示出现在易坏的沉头孔区域,并增加螺栓孔间隙。
这些压缩压力的指标横向约束,抑制“扫毛”沉头层压板的失败。
1.介绍
航空器结构螺栓接合的内含物导致局部应力集中。
复合材料相对局部脆性,通常通过相比金属的有限的弯曲提供有限减压。
再加上不充足的失败预测功能,会导致保守设计的复合材料螺栓接合量产生严重的结构重量惩罚[1]。
黏合的关节提供较高的结构效率,但是限制了可访问性和增加生产和维护成本[2]。
优化组合螺栓关节的使用改进了建模工具，因此仍然是机身制造的优先选择。
沉头紧固件是特别有利的用于很重要的皮肤结构连接处的气动效率。
许多这些关节都是单圈的类型。
单圈关节导致显著的浓度和相比双圈关节[3-5]具有较低的压力关节轴承的优点,沉头关节明显涉及高度复杂的在压制品中分布的应力。
因此沉头单圈关节用于至关重要的飞机制造工业,但也有最复杂的类型需要分析。
到目前为止,很少有详细研究这种类型的关节。
伊伦[6]开发了三维（3D）有限元（FE）单圈,单螺栓复合关节的模型。
这两个凸出的沉头紧固件,拥有整齐配合间隙,将模拟和实验结果进行了比较测试。
FE拉紧测试表现出良好的相关性与实验应变计的结果。
二次弯曲实验模型比有限元模型更大,这是归因于使用过度坚硬的线性元素。
接触压力区域选取在孔边界，它使用沉头薄片层,轴承负荷的主要受力是圆柱形孔的一部分。
这些区域代表接触表面节点的平均接触压力和由于厚度方向被排除在外的压力变化。
修恩等[7]完成了单圈复合关节融合一个单一沉头铆钉和液体垫片层造型的FE模型。
广泛的科研是必要的,以确定一个逐渐减小联系的构想。
渐进破坏模型被成功用来预测接合失败,但是不提供孔边应力分布。
只包括螺栓预应力发起与薄片层的联系,和螺栓孔的间隙被省略了。
机械连接,允许生产流程统计分布在紧固件直径和孔,给予螺栓孔间隙变量的增加。
螺栓复合关节公差提供整齐配合或间隙配合,一般避免了过盈配合[8]。
几项研究已经进行在复合关节间隙的影响,但都没有涉及沉头紧固件。
奈克和克鲁斯[9]进行了在引脚加载，环氧树脂关节变量间隙的二维（2d）有限元分析。
增加了间隙,也就增加了局部压力和孔变形。
尼克和范特[8]进行了引脚加载实验和在双剪情况下环氧树脂薄片层的二维有限元模型。
整齐配合间隙范围到279um,150um的间隙被认为是航空主结构的限制。
定义4%的孔变形的承载强度,被发现去减少超大孔。
凯利和海尔萨姆[10]进行了实验和三维有限元研究用非卷曲织物制成的碳纤维固化塑料（CFRP）薄片层间隙的承载强度的影响。
间隙又发现了可以减少关节僵硬和轴承强度。
模型被用来研究孔边界压力、径向和在孔边界的被发现显著增加间隙的全厚度压力。
拉伸全厚度压力归因于全厚度层压板因为泊松效应产生的扩张。
奈克和克鲁斯[9],尼克、范特[8]、凯利和海尔萨姆[10]所有人证实了一个为了增加间隙而减少接触弧的办法。
较高的径向应力出现在孔的间隙配合中,由于减少了接触面积而导致刚度减小。
麦卡锡等[11]进行了试验研究间隙对刚度和单螺栓、单圈、环氧树脂关节强度的影响。
关节的尺寸导致轴承失效模式,牢固了突出和沉头紧固件。
手拉紧和完全扭转关节在手指紧固螺栓代表一个最差情况（松螺栓）的场景下进行了测试。
整齐配合的间隙范围为240um或8毫米螺栓直径的3%。
沉头关节最初失败在轴承负荷显著低于凸头关节。
沉头关节的载荷挠度曲线通常包括一个独特的“膝盖”,对比凸头关节形成鲜明。
增加间隙被发现能够减少对所有关节构型关节刚度。
抵消手拉紧轴承的强度,减少凸头关节间隙,但手拉紧沉头关节没有被发现有这样的关系。
麦卡锡等[12、13]对单圈、单螺栓、凸头关节进行了三维有限元研究。
从麦卡锡等的结果与表面压力和关节刚度测量相比[11]。
表面压力关联得很好,但与使用伸长计和线性传感器测量的试验刚度相比预测关节刚度更高。
改进的模型提供更好的相关性刚度。
孔周围应力与另一个更详细（120万自由度（自由度）,第四阶元素）得模型相比,并显示高相关性,考虑的是相对粗糙未经提炼的模型（20000自由度）。
径向和切向应力在个自层（在洞边界中提取）被证明在薄片层厚度中是十分不均匀的。
为了增加螺栓孔间隙，径向和切向应力值被证明是集中的,并且高峰值增长迅速。
间隙配合条件下减少模型刚度相比实验结果更好。
几项研究已经调查侧向约束在复合螺栓接头的强度的影响。
斯托克代尔和马修斯[14]进行了试验研究夹压在玻璃纤维增强轴承加载失败塑料（GFRPs）的影响。
测试是在销装、垫圈和一个螺栓的情况下进行的。
销装轴承强度增加了40%达到了手指紧固的情况,同时观察到最大夹紧负荷处（14.7kN）增加了100%。
轴承破坏在引脚加载测试表明混合物抗压破坏和分层失败。
科林斯[15]埃里克森[16]发现轴承失败通过一个类似的弯曲模式涉及侧面外弯的“扫毛”无约束环氧树脂关节。
萨恩等[17]、帕克[18]、凯利和海尔萨姆[10]进一步研究环氧树脂薄片层横向变量。
增加抵消固定标本的强度,相比于不受限制标本,是归因于这样一个事实:
横向夹紧压力抑制分层的出现和扩散。
斯托克代尔和马修斯[14]曾表明,当包括垫圈被抑制,分层是预防,即使是手拉紧状态。
凯利和海尔萨姆[10]发现在侧向约束下,扫毛失败在孔边界和全厚度膨胀移动到垫圈边缘被抑制,这支持了斯托克代尔，马修斯[14],埃里克森[16]和帕克[18]的观察。
通过有限元引脚加载分层建模,凯利和海尔萨姆[10]证明在孔边界拉伸全厚度应力意义重大,这是说促进板内的和层间的分层断裂。
纳塞尔等[19]调查研究螺栓扭矩在单圈，织物玻璃/环氧复合关节（凸头螺栓）上的影响。
手拉紧和完全扭转条件是被检查过的。
显微镜研究后的最终破裂表明在孔的完全扭转螺栓上没有发现明显的分层,但分层在手拉紧螺栓上被观察到了。
从上面可以看出,研究的沉头螺栓复合关节数量很少。
沉头紧固件构成连接困难的问题以至于很少有人尝试,还没有文献报道三维逐层的应力大量分布在沉头孔边界。
此外,沉头关节间隙的影响一直被忽视除了麦卡锡等的实验研究。
[11]。
侧向约束也由一个未被研究过得沉头螺栓垫圈螺母系统提供。
在当前的论文,三维有限元模型是在单圈，单螺栓,沉头复合关节的螺栓孔间隙变量上进行，结果是与麦卡锡等[11]的实验数据相比得出的。
逐层的应力分布提供了一个明确的沉头复合关节力学行为的见解。
2.问题描述
当前模型参数的选择麦卡锡等的实验研究相匹配。
[11]。
关节大小如图1所示,并给出旨在引起轴承破坏的几何比率（即w/d=6,d/t=1.6，e/d=3）,层压材料是预浸在HTA/6376中的环氧树脂,即准各向同性（QI）按叠层顺序[45/0-45/90]组成的40层夹板铺叠。
沉头紧固件由航空航天级钛合金（Ti-6Al-4V）材料制造并且安全得像钢螺母和垫圈。
如图2所示,螺栓的斜角头扩展通过关节层压板顶部的很大一部分。
沉头孔切深3.4毫米,对应深度的斜角头,导致出现一个1.8毫米厚的圆柱形（Tcyl表示为图2）,这大约是允许在机身设计[20]的最低Tcyl值。
MILHDBK-17[4]的规定允许沉头穿透最大深度等于薄板厚度的70%,这里深度是65.4%。
然而,沉头切割的深度在实验中意识到是基于紧密得配合紧固件头部的孔,导致Tcyl值略有不同于那些名义上指定的。
Tcyl值用于有限元模型从显微图上直接测量失败的标本[21],并在表1中提供。
图2b说明了Tcyl值轻微增加并出现更大的间隙孔的原因。
图1，沉头关节几何图
图2，（a）与圆柱全厚度沉头几何图和（b）间隙的影响
表1螺栓孔间隙细节
间隙代码名义间隙孔径螺栓直径可能间隙Tcy1显微图
最小最大最小最大最小最大
C10模型107.9857.9947.9727.987-2221.43（11层）
C2808.0658.0747.9727.987781021.43（11层）
C31608.1458.1547.9727.9871581821.56（12层）
C42408.2258.2347.9727.9872382621.69（13层）
在这里为纤维取向（α）和接触角（θ）（见[22]）选择的定义如图3所示,并将用于展示孔边界压力的区域。
一个极坐标系统,集中在孔,表示径向（r）,切向（t）和全厚度（z）方向允许有意义的压力的解释（见图3b）。
四个间隙使用在实验研究中,指定C1-C4,如表1所示。
名义间隙范围从0（整齐配合）到240um,但钻孔公差和螺栓直径导致了一系列可能的值,如图所示。
这个螺栓直径（8毫米），f7/H10ISO配合公差,一直用于航空航天工业，允许的最大孔直径86um（8毫米的1.1%）。
C3和C4值（各自间隙的2%和3%）对调查过公差航空航天
图3
配件感兴趣。
预载在另一项研究[23]被应用扭矩测定所感应。
一个手拉紧0.5纳米转矩在凸头螺栓的腿部诱导了7.2MPa预应力，和类似的值在沉头紧固件上被预计出。
手拉紧条件是这次研究关注的转矩水平。
3有限元建模
3.1模型组装
单螺栓，单圈,沉头复合关节的有限元模型是在非线性有限元代码即有限元分析下开发的。
皮东手稿编写了自动化的创建，分区和零件的装配（见图4）,允许采取不同的螺栓孔间隙。
薄片层在沉头件的强化下被称为沉头层压板,而另一个是表示非沉头层压板。
重叠关节区域被严重分割,包括一些在孔边界的“环地区”（一个板层厚度）。
这促进致密结构在这一高应力梯度区域的啮合。
包括作为一个单独部分的垫圈允许关节接触条件被模型成比如果它被集成紧固件更准确,作为一项已完成的研究[6]。
图4
3.2有限元网格，边界条件和荷载
有限元网格如图5所示,包括三维连续六面体的元素。
作为二次元素受到不准确的接触模型的影响[24],线性元素被选择。
然而,线性元素的边缘在弯曲时不能描述曲率,并通过“剪切闭锁”,人工剪切压力被创建[24]。
伊伦[6]观察到剪锁会导致关节模型过于僵硬。
不兼容模式的有限元分析增加了自由度来提高完全整合线性元素的弯曲行为。
线性元素在集成缩减（C3D8R）时也可以用来对抗过度坚硬[25],但是他们遭受沙漏形的从而导致严重的网格畸变的关节模型[7]。
因此,C3D8I元素用于所有符合采取网格策略[13，7]的地区。
另一个可能的解决方案使用不兼容模式的完全整合线性元素，在高应力梯度（C3D8I）和廉价C3D8R元素的区域。
图5
图5所示的是边界条件和麦卡锡等[11]复制的实验设置。
在负载的第一步,一个7.2MPa预应力,代表手拉紧转矩,被应用在可靠的螺栓载荷工具的螺栓柄上，在有限元分析/可用标准情况下。
位移在第二步被应用于关节。
关节对称性
表2HTA/6376环氧树脂的物料性质，钛钢
E11（GPa）E22E33G12（GPa）G13G23v12v14v32
薄层14010105.25.23.90.30.30.5
均质薄层54.2554.5212.5920.724.554.550.3090.3320.332
钛（螺栓）1100.29
刚（垫圈与螺母）2100.3
不是用来减少模型大小,而是离轴层的存在导致了不对称的螺栓孔接触压力。
在麦卡锡等[13]的模型中,轻弹簧是附着在无约束（如垫圈和部分螺栓）区域来抑制潜在刚体模式。
几何线性分析是采用分层相对较厚且不需要大的旋转的区域。
试验分析导致了非线性几何,表明对关节的影响非常小,虽然它包含负面影响收敛它已是一个困难的问题。
关节模型的层压板旋转的5kN外加负载被发现小于0.5。
这远低于10,常常被用来在决定是否考虑几何非线性的影响[26]时作为一个经验法则。
关节的旋转在临近孔应力分布的影响（由于改变接触区域）本质上是包括通过使用有限的滑动接触模型（见3.4节）。
图6图7
3.3材料模型
两种方法被HTA/6376复合材料造型。
首先,单一化准各向同性（QI）薄片层属性是被雇佣的,在不考虑不同刚度通过加板铺叠厚度的情况下。
这些都是用于调试接触问题,给出一个清晰的理解的单圈沉头关节的行为。
在后续的工作中,每一个厚度使用正交的材料属性分配一个单层固体元素而被模型制造出来。
正交的性质被这两种方法使用，如表2所示。
厚度/板性能从实验测试和一个横向各向同性的假设中获得。
单一化层压板属性是利用有限元分析和薄板理论随后获得的。
目前研究的目的旨在探讨在沉头孔边界的逐层弹性压力分布,所以没有包括降格制度。
螺栓、螺母和垫圈使用的各向同性的弹性材料属性,见表2。
3.4联系的描述
在相互作用的表面定义之间的联系接触条件被执行。
从动装置的表面被定义,无法渗透相应的主表面。
面对面离散化方法被雇佣,防止在平均意义上的表面渗透和一般提供比点对面离散化[24]更准确的结果。
麦卡锡等[13]还说明点对面类型设置导致一个有缺陷的径向应变场。
一般主作用被分配到硬体的表面,得到粗糙的网格。
控制和从动装置分配如图6所示。
表面被分解成几个接触成对去避免创建在几何学中急剧变化的不连续表面法线。
有限滑动跟踪方法被选择允许在接触表面任意行进。
直接接触的方法,它试图严格执行压力性咬合过度关系[24],用于执行正常的接触。
坚硬的压力性咬合过度关系被选为这些相对僵硬的机身。
无摩擦滑动行为被雇佣,是因为仅仅手拉紧扭矩的应用。
一个单独的试验分析与典型的摩擦系数显示对结果的影响不大。
图8
图9
需要相当大的努力来获得一个收敛的接触这些关节模型的解决方案。
遇到的主要问题是联系太多,几个从动装置节点的状态反复的在开启和关闭之间改变。
这导致了严重的不连续的可以防止收敛的迭代（SDIs）。
第一种缓解问题的方法是包容包括自动咬合过度[24]。
进一步改善接触收敛是获得使用非对称求解器（由于高曲率主表面[24]而受欢迎）和接触稳固。
接触稳定的数量被这样选择粘滞阻尼损耗的能量可以忽略不计。
有趣的是,通常采用措施来抑制刚性机体的模式,比如使用轻弹簧和接触稳定,也有利于减轻颤动。
4．结果
4.1螺栓预载荷
手拉紧螺栓预载荷表明感应可伸长的在紧固件柄部的全厚度压力（&zz）,抗压应力被观察到在沉头和垫圈（见图7）的层压板区域。
结果显示为分层（非单一化）模型。
全厚度压力的大小很小,变化范围15MPa-23MPa。
在剪切层压制品之间的接触压力平面被发现在孔边径向距离8毫米（一个螺栓直径）的地方有下降到零。
4.2关节变形（整齐配合案例）
在5kN应用负载下的关节变形如图8所示。
二次弯曲和螺栓旋转的单圈关节特性都显然是显而易见的。
图9显示了沉头层压板的变形,有着在自由端可观察到的凸座板影响。
这是以前见过的凸头关节模型和归因于称为宽束弯曲影响的“三级弯曲”[12]。
图9是沉头层压板，非载重（凹）板座孔的一侧（θ=180）相比在自由端是可以忽略不计的。
这并非如此凸头[12]模型的案例,表明了全厚度接触力的撞击造成的斜角头不足以在垫圈下起作用。
4.3负载卷取和关节僵硬对间隙的影响
图10a从实验测试系列[11]显示了C1和C4的载荷挠度间隙情况下的响应。
在C1（整齐配合）情况下,在加载收线（10um）下有一个轻微的延迟,进一步的负载的线性增加伴随更大的位移。
在C4（240um）间隙情况下加载收线时有一个重要的初始延迟。
虽然有散射,最早的加载收线记录大约在120um。
这是紧随其后的一个重要的非线性区域,在关节反应变成线性并达到大约1.5kN的负载之前。
负载收线的倾向开始在位移上小于凸头关节的完整间隙值,表现出延迟加载收线等于全部螺栓孔间隙[12]。
每个有限元关节模型的载荷挠度响应如图10所示。
为了提高间隙的水平,一个类似的实验得出初始延迟在负载收线增长。
C4曲线在1.8kN也变得线性,或多或少实验和关节刚度（值在2kN和7kN之间）被发现减少超大孔的尺寸,实验也有共同之处。
间隙配合的关节模型的刚度比例减少相对于整齐配合情况如表3所示。
对于C4关节模型预测刚度降低13.4%,而实验刚度下降是10.8%。
C3间隙关节在实验测定刚度下降发现小于C2的情况,这是意想不到的,可能意味着一定程度的实验误差。
它应该注意的是,刚度计算是基于大约0.2毫米的完整关节变形测量数据,使计算对小错误相当敏感。
关节模型通常被认为比实验结果是明显更强硬,与C1模型的20.7%比相应的实验数值（24.22kN/毫米）更坚硬。
这种差异存在可能由于元素高纵横比的使用,造成相对低的使用，和线性元素（即使不兼容模式）一样。
其他因素在实验中掌握到是不完美,正如劳勒[21]讨论的在实验关节刚度中测量的不确定性。
例如,轻微的扭曲被发现在垫圈中由于生产过程中的冲压性质。
这被发现导致在关节反应中更大的柔顺度,正如在装载期间稍微弯曲的垫圈被“变平”。
在任何情况下,模型捕捉的主要测试现象,在对间隙变量的影响上有比较好的迹象。
图10
图11
关节间隙配合的载荷挠度曲线展示了在初始载荷加线地区的三个不同阶段。
这在每个阶段螺栓位置的检查中被解释,如图11所示C4关节模型。
在第一阶段,沉头层压板和螺栓滑动作为一个单元（向右）,减少螺栓和非沉头层压板间隙。
一次接触发生在螺栓和非沉头层压板,初始加载线性发生和第二阶段开始。
在这个沉头层压板相对于螺栓滑动期间,其圆柱部分（图3中Tcyl）与螺栓接触。
在这点间隙对所有分层都关闭并且关节变得明显坚硬（阶段3）。
这种行为是不同于所有间隙在任何负载转移[12]之前关闭的凸头关节。
表3螺栓孔间隙作用在关节坚硬的变化
间隙C1C2C3C4
坚硬模型29.2428.1726.6825.32
C1变化百分比（模型）--3.7%-8.8%-13.4%
C1变化百分比（实验）--5.2%-4.0%-10.8%
超出2kN负载,有限元C4模型显现线弹性属性,显示轻微的加强（归因于负载接触面积的增加）。
这种坚硬不对应（图10a）实验曲线。
正如麦卡锡和麦卡锡[12]对凸头模型的描述,这是最有可能的由于损伤实验测试的发展导致结果刚度降低,抵消了由于增长的接触面积导致的刚度增加。
图12
4.4孔边界周围的间隙对应力分布的影响
4.1.1使用均质材料属性的结果
为了探讨在孔边的应力分布,应力在最接近的孔边缘（边缘25um）集成点提取,外加5kN水平的负载。
主要关注的是径向和切向应力。
高径向压力会促进轴承损坏,而高切向应力促进净拉伸失败。
应力在齐次模型在这一节中是详细的。
图12显示了径向和切向应力分布在C1关节的非沉头层压板中发现,和麦卡锡和麦卡锡[12]C1凸头关节模型中层压板所观察到的类似。
最高的径向压力是在剪切面,关节中心线达到峰值。
它是指出,这是一个在数值模型中奇点的地区,旋转螺栓经历一条线接触孔边缘[13]。
最高的切向应力在剪切面被发现,峰值发生在角位置θ=±80,对应到最后的接触区（径向压力已经下降到零）。
径向应力峰值的大小（480MPa）高于切向应力峰值（290MPa）,也被凯利和海尔萨姆[10]观察到引脚加载和突头模型和麦卡锡和麦卡锡[12]观察到凸头模型。
图13
C1和C4关节在沉头层压板的径向和切向应力提供在图13中,被发现明显不同于在非沉头层压板的发展。
图13中显示了C1沉头层压板径向压力,可以看出明显的径向压力只存在圆柱形厚度（Tcyl）地区（剪切面0-1.6mm）,在沉头孔区域发现较低的径向应力值。
因此,轴承载荷的转移几乎完全通过圆柱部分,这和伊伦[6]的观点相同。
唯一的例外是在外部附近层压板的表面（剪切面5.2mm）,小的径向应力峰值出现±90到180。
这是由于沉头撞击在成斜角θ=180（无载轴承边）。
超过Tcyl地区,在剪切面有预期的径向应力峰值,类似于非沉头层压板,但也有另一个峰值在沉头孔的圆柱体部分交集;事实上,这径向应力最大的位置。
这是由于沉头螺栓和这个交集之间的接触情况。
在Tcyl地区切向应力的（即剪切平面附近）高于在非沉头层压板中的值,虽然不是一样在径向应力的情况下。
不同的径向应力,显著的切向应力在确实存在于层压板的沉头地区,尽管开始在斜角交集区域数目大幅减少。
考虑到在沉头孔更高的径向和切向应力,沉头层压板从强度分析的观点上看是至关重要的。
这使得它是间隙变量研究的主要焦点。
图13c显示了C4（240um）间隙下沉头层压板的径向应力状态的情况。
径向压力被认为比C1的情况下是更有局限性,在剪切面θ=±35的接触弧。
高径向应力（因此拉紧）是螺栓的一个表明,接触减少接触弧,在剪切面附近创建一个更深凹陷,这意味着更大的螺栓旋转。
增加螺栓旋转导致在角度的表面之间有更多的互动,孔的角域的显著径向压力在C1间隙情况中未见。
这意味着不像整齐配合间隙情况,孔的沉头地区反应在轴承负荷的相当一部分,导致在角柄交叉部分减少径向应力峰值。
事实上C4关节的最大径向应力比C1关节更少,这是完全不符合先前的研究人员只处理突出的头或引脚加载关节的结果。
在图13d,C4切向应力峰值由于减少了接触弧走得更近了,但切向应力分布增加的影响径向应力情况下没有明显的。
先前的作者展示了引脚加载分层（8，10）和突出头关节[12]这个造型。
4.4.2使用分层的材料属性的结果
在本节中提取负载级别5kN的分层模型中每一层应力。
在剪切面开始计数第1-40层。
图14
图14显示了C1（整齐配合）关节的径向应力。
所有的值是消极的,作为螺栓孔接触压力导致平面层的压缩。
明显的径向压力出现在θ=±80之间,显示一个与同质模型类似的接触区域。
在每一层中,径向应力峰值出现在厚度（径向）最坚硬层附近,如附近+45到+45层（不完全是+45的压力落离顶峰0位置）。
斜角头下的径向应力基本上是零。
因此,几乎所有的轴承负荷是由有限数量的层圆柱形螺栓柄（即那些Tcyl地区）的接触。
0层符合加载方向,表现出最高的应力峰值,是最有效的轴向关节载荷。
相比之下,麦卡锡等[12]的凸头模型的径向应力分布提供在图14中插图。
沉头关节的径向应力高峰是在凸头关节约1.7倍的地方。
在[11],这些相同的关节进行了测试实验,抵消2%强度为C1突出的头关节529.8MPa和C1沉头关节347.7MPa,这是1.52的比率。
因此,较高的径向应力与较低的优势相关得很好,表明在接近剪切面径向应力为0厚度是主要的应力分量确定在整齐配合间隙案例的失败。
在更高的间隙的情况下情况不像明确剪切,在之后将不显示。
图15
从图14其他明显的一点是在突出头关节的远离剪切面有一个渐进的径向应力下降,而沉头关节,山峰在两个0（或45和-45）层几乎相同的值。
这与在图16中看到的均匀模型Tcyl区域在径向应力的双峰相关得很好。
事实上轴承负荷相当均匀分布在板层Tcyl地区表明当一个重大失败事件发生在沉头层压板,它可能会导致一个比在凸头关节分层观察到的更突然的负载降低,由于多个层故障同时发生的可能性。
事实上,这是实验证
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