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螺紋的連接強(qiáng)度設(shè)計(jì)規(guī)范 已知條件：M20X1.5 d1=18.376 d2=19.026 螺紋各圈牙的受力不均勻系數(shù)：Kz=0.6 旋合長度： L=23 旋合圈數(shù)： Z=15.33 原始三角形高度：H=1.732/2P=1.3 實(shí)際牙高：H1=0.54P=0.81 牙根寬：b=0.75P=1.13 間隙：B=0.08p=0.12 螺紋材料: 45 屈服強(qiáng)度360MPa 抗拉強(qiáng)度 600Mpa n=5(交變載荷) 系統(tǒng)壓力P=17.5Mpa 活塞桿d=28 缸套D=65 推力F=PA=47270N 請(qǐng)校核螺紋的連接強(qiáng)度： 1：螺紋的抗剪強(qiáng)度校驗(yàn)： 故抗剪強(qiáng)度足夠。 2：抗彎強(qiáng)度校核：(σw) (σw)：許用彎曲應(yīng)力為: 0.4*360(屈服極限)=144MPa 故其抗彎強(qiáng)度不足： 3: 螺紋面抗擠壓校驗(yàn)(σp) 故其抗擠壓強(qiáng)度足夠。 4: 螺紋抗拉強(qiáng)度效驗(yàn) (σ) dc 螺紋計(jì)算直徑: dc=( d+d1-H/6)/2=(20+18.376-1.3/6)/2=19.08mm 故其抗拉強(qiáng)度不足。 例1-1　鋼制液壓油缸如圖10-21所示，油缸壁厚為10mm，油壓p=1.6MPa，D=160mm，試計(jì)算上蓋的螺栓聯(lián)接和螺栓分布圓直徑。 解　(1) 決定螺栓工作載荷 　　暫取螺栓數(shù)z=8，則每個(gè)螺栓承受的平均軸向工作載荷為 　　　　 　 (2) 決定螺栓總拉伸載荷 　　對(duì)于壓力容器取殘余預(yù)緊力=1.8，由式(10-14)可得 　　　　 　 (3) 求螺栓直徑 　　選取螺栓材料為45鋼=355MPa(表9-1)，裝配時(shí)不要求嚴(yán)格控制預(yù)緊力，按表10-7暫取安全系數(shù)S=3，螺栓許用應(yīng)力為 MPa。 由式(10-12)得螺紋的小徑為　 查表10-1，取M16螺栓(小徑=13.835mm)。按照表10-7可知所取安全系數(shù)S=3是正確的。 　　為保證容器結(jié)合面密封可靠，允許的螺栓間距l(xiāng)()為： 　　p≤1.6MPa時(shí)，l≤7d； 　　p=(1.6～10)MPa時(shí)，l≤4.5d； 　　p=(10～30)MPa時(shí)，l≤(4～3)d。 這里d為螺栓公稱直徑。 　　(4) 決定螺栓分布圓直徑 　　螺栓置于凸緣中部。從圖10-9可以決定螺栓分布圓直徑為 　　　　=d+2e+210=160+2[16+(3～6)]+210=218～224 mm　取=220mm 　　　　螺栓間距 l 為　 　　當(dāng) p≤1.6MPa時(shí)，l≤7d=716=112 mm，所以選取的和z合宜。 注 　　在本例題中，求螺紋直徑時(shí)要用到許用應(yīng)力[]，而[]又與螺紋直徑有關(guān)，所以常需采用試算法。這種方法在其他零件設(shè)計(jì)計(jì)算中還要經(jīng)常用到。