本文利用扫描电子显微镜和X射线能谱仪等手段对主轴承螺栓的宏、微观断口形貌以及微区化学成分进行了较为详细的观测分析，并对其基本理化性能进行了检测。结果表明，失效螺栓的力学性能、化学成分、基体金相组织以及显微组织流线均符合技术要求，但螺栓头部过渡圆角半径低于技术要求30—50％。螺栓裂纹由螺栓头部与杆部的过渡圆角处萌生。根据断口上遗存的贝纹线形态特征，确定出主轴承螺栓的失效形式为多源疲劳断裂，且裂纹源处存在应力集中。 为确定失效主轴承螺栓装配时的预紧轴力和轴向应力，对主轴承螺栓施加一系列扭矩进行预紧模拟试验。利用静态应变仪测定了主轴承螺栓系列扭矩作用下的杆部轴向应变，并通过Hook定律求出螺栓装配扭矩(M)与杆部轴向应力(σ)、轴力(F)的经验关系。在螺纹浸油情况下： σ(MPa)=8.69+1.84 M(Nm)， F(KN)=1.47+0.308 M(Nm) 根据实际装配扭矩(275Nm)可知，主轴承螺栓光滑杆部所承受的轴向应力(σ)远低于其抗拉强度(σ_b)，两者比值σ／σ_b≈0.4。 鉴于失效螺栓断口出现了应力集中特征，本文利用ANSYS有限元应力分析软件计算出系列轴力作用下螺栓头部过渡圆角的应力分布、应力集中系数，还分析了过渡圆角半径对应力集中系数的影响。结果表明， 轴向应力σ＜550MPa时，主轴承螺栓杆部及过渡圆角均处于弹性阶段；当轴向应力σ≈550MPa时，主轴承螺栓头部过渡圆角根部开始屈服；当轴向应力σ＞550MPa时，螺栓屈服区应力几乎不增加，而是由过渡圆角沿轴向向螺纹方向扩展。 主轴承螺栓头部与杆部过渡圆角处的应力集中系数随圆角半径减小而增大。螺栓直径相同情况下，带有抬肩的螺栓其螺头过渡圆角处应力集中系数较小 失效主轴承螺栓头部与杆部的过渡圆角半径较小，其应力集中系数约为2.0。摘要旦旦里里巴里里里里口组组里里里里在实际装配预紧扭矩作用下(275Nm)，螺栓的预紧应力偏大，其轴向应力接近于屈服应力a时。 由于螺栓头部与杆部过渡圆角较小，应力集中系数较大，加之与失效螺栓相配的主轴承盖上、下两端面存在平行度偏差，致使主轴承螺栓承受垂直偏载一楔负载。在轴向交变应力作用下，主轴承螺栓头部与杆部过渡圆角处萌生疲劳裂纹，导致主轴承螺栓发生了疲劳断裂。 在确定主轴承螺栓失效形式、分析失效原因基础上，对改进主轴承螺栓的设计、加工和装配工艺提出了以下改进建议和措施: (l)增大螺头与杆部的过渡圆角半径，在靠近螺栓头部下方的杆部加一台肩，以降低螺栓头部过渡圆角的应力集中系数，同时也减少螺栓在主轴承盖孔内的水平移动范围，降低螺栓预紧时的水平偏载。 (2)提高主轴承盖两端面机加工平行度和缸体螺纹与端面的垂直度，以降低主轴承螺栓预紧时的垂直偏载。 (3)对主轴承螺栓头部过渡圆角进行滚压强化处理，以提高圆角处的疲劳强度。关键词:主轴承螺栓疲劳断裂应力集中装配偏载