机械设计习题答案

机械 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 习题答案 带传动作业 4.1 解: 1000P1000，8F,,,533.3Nev15 12FFFFFF,,,,,e1211133由题意得: ， 33F,F,，533.3,800N1e22所以 4.3 解: 一、确定计算功率 P,K，P,1.1，5,5.5NcaA由 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 4.6(P)取K=1.1 , 则 69A 二、选择带的型号 根据Pn由图4.11(P)选A型V带。 、ca 1 71 三、确定带轮基准直径d d 1. 确定小带轮基准直径dd1 由表4.4(P)及图4.11(P)取d= 90 mm 6171d1 2. 验算带速 nd,，1440，90,1d1v,,,6.79m/s,5m/s60，100060，1000 合适 3.计算大带轮基准直径d d2 n14401d,d,，90,381mmd2d1n3402 由表4.4(P)取d =400 mm 。 61d24. 验算实际传动比 dn4001440d21,,,4.44n',,,324.3rpmi122d90i4.44d112 n',n324.3,340220000，100,，100,4.6,50000n3402 合适 四、确定中心距及带的基准长度 1.初选中心距 a,(0.7~2)(d，d),(0.7~2)(90，400),343~980mm0d1d2 a,600mm0取 2. 确定带的基准长度 2,(d,d)21ddL,2a，(d，d)，0012dd24a0 2(400,90),,2，600，(90，400)，,2009.7mm24，600 由表4.2(P)取L = 2000 mm 60d 3. 计算实际中心距 L,L2000,2009.7d0a,a，,600，,595mm022 五、验算包角 d,d400,90d2d1,,180:,，60:,180:,，60:,151.5:,120:1a600 合适 六、确定带的根数 由表4.5(P)得P=0.95 , 由表4.7(P)得?P=0.165, 680 720 由表4.8(P)得K=0.92, 由表4.2(P)得K=1.07, α73 60L P5.5caz,,,4.9根 PPKK(，,)(1，0.165)，0.92，1.0100,L则 z,5根取 七、确定有效拉力 P2.55.52.522caF,500(,1)，qv,500(,1)，0.1，6.79,143.7N0vzK6.79，50.92, 八、求对轴的压力 ,148.71F,2zFsin2，5，143.7sin,1383.7NQ022 链传动作业 5.1 解: 1. 选择链轮齿数 n9601i,,,2.9 n3302 1)根据查表5.5(P)取z = 23 ; 9212)则z = i z =2.9×23 = 66.7，取z = 68 211 2. 确定计算功率 由表5.6(P)得 K=1.0 ，则P= KP =1.0×7=7 kw 93Aca A 3. 初定中心距 由题意取 a= 40p 0 4. 计算链条的节数 a2ZZZZ，p,201221L,，，(),p,pa220 pp2，4023，6868,232，，(),126.78 pp,2402 取 L= 128 节 p 5. 选择链条的型号和确定链条的节距 由表5.7(P94)得K=1.23; Z 由表5.8 (P94) 得K=1.06; L 由表5.9 (P94) 得K=1 m P7caP,,,5.37kw0KKK1.23，1.06，1ZLm则 根据所求出的功率P和小链轮转速n由图5.10(P91)查得链号为12A,再根据链号由表01 5.1(P85)得到链条节距为p=19.05 mm 。 6. 验算链速 Znp23，960，19.0511v,,,7.01m/s,15m/s 60，100060，1000 合适 7. 确定链传动的实际中心距 ，，z，zz，zz,zp22121221a,(L,)，(L,),8(),,PP,4222，， ，，19.0523，6823，6868,2322,(128,)，(128,),8(),768.39mm,,,4222，， 8. 链传动作用在轴上的力即压轴力 1000P1000，7F,,,998.57Nev7.01 F= 1.2F=1.2×998.57=1198.29 N Qe 5.3 解: 1. 选择链轮齿数 1)根据i查表5.5(P)取z = 23 ; 921 2)则z = i z =3×23 = 69 21 2. 确定计算功率 由表5.6(P)得 K=1.4 ，则P= KP =1.4×22=30.8 kw 93Aca A 3. 初定中心距 由题意取 a= 40p 0 4. 计算链条的节数 a2ZZZZ，p,201221L,，，(),p,pa220 pp2，4023，6969,232，，(),127.33 pp,2402 取 L= 128 节 p 5. 选择链条的型号和确定链条的节距 由表5.7(P94)得K=1.23; Z 由表5.8 (P94) 得K=1.06; L 由表5.9 (P94) 得K=1 m P30.8caP,,,23.62kw0KKK1.23，1.06，1ZLm则 根据所求出的功率P和小链轮转速n由图5.10(P91)查得链号为12A,再根据链号由表01 5.1(P85)得到链条节距为p=19.05 mm 。 6. 验算链速 Znp23，750，19.0511v,,,5.78m/s,15m/s 60，100060，1000 合适 7. 确定链传动的实际中心距 ，，z，zz，zz,zp22121221a,(L,)，(L,),8(),,PP,4222，， ，，19.0523，6923，6969,2322,(128,)，(128,),8(),,4222,，， ,768.39mm,800mm 合适。 8. 链传动作用在轴上的力即压轴力 1000P1000，22F,,,3806.2Nev5.78 F= 1.2F=1.2×3806.2=4567.5 N Qe 5.4 解: 全为顺时针转。 齿轮传动作业 6.1 解: 一、确定大齿轮齿面硬度及齿轮许用应力 1. 由表6.1(P106)选:大齿轮45钢调质 HBS=210 。 222. 由图6.8b(P110)得:σ= 600 N/mm , σ= 560 N/mm。 Hlin1 Hlin2 83. N = 60nj L= 60×1460×1×10000 = 8.76×10 ; 11 h i =z/z=108 / 32 =3.375 2 1 88 N = N / i = 8.76×10/ 3.375=2.6×10; 21 由图6.8(P108)得:K=1 , K=1.05 。 HN1HN2 24. 取S=1 , 则: [σ]= 600 N/mm HH1 2[σ]= 560× 1.05 = 588 N/mm H2 5. 计算K 1) 由表6.2(P112)得:K=1 A 2a2，210m,,,3 z，z32，10812 mm , d= zm = 32×3= 96 mm 2) 计算11 44v=πdn /6×10=π×96×1460/6×10=7.34m/s ， 1 1 由图6.10(P114)得:K=1.23 v 3) 取K=1.0 α b70,,,,0.73dd9614) , 由图6.13a(P115)得:K=1.02 β 5) K= K K KK=1×1.23×1.0×1.02=1.25 αβA v 二、按齿面接触疲劳强度校核计算 1.由表6.3(P117)得:Z=189.8 ，取Z=2.445 E H KF2KTu,1u,12t1,,,,ZZ.,ZZ.,,N/mmHEHEHH2bdubdu112.由 ; 22bdu58870，963.375,,,22H21T,(),()1ZZ2Ku，1189.8，2.52，1.253.375，1EH ,305688.03N,mm得: P61T,9.55，101n13. 由 ，得: Tn305688.03，146011P,,,46.73kw1669.55，109.55，10 6.2 解: 一、选择齿轮材料、精度及许用应力 1.由表6.1(P106)选:小齿轮45钢调质 HBS=260 ， 大齿轮45钢调质 HBS=220 。 2. 取7级精度。 z542i,,,2.08 z2613. 22 3. 由图6.9b(P111)得:σ=230 N/mm , σ= 210 N/mm; Flin1 Flin2 22 由图6.8b(P110)得:σ= 600 N/mm , σ= 560 N/mm。 Hlin1 Hlin2 94. N = 60nj L= 60×1440×1×5×16×300 = 2.07×10 ; 11 h 98 N = N / i = 2.107×10/2.08 =9.97×10; 21 5. 由图6.7(P109)得:K= K=1 ;由图6.8(P108)得:K=1 , K=1 。 FN1FN2HN1HN2 6. 取S=1 ，S=1.4 ,则: HF 2 2 [σ]= 230×0.7/1.4=115 N/mm,[σ]= 210×0.7/1.4=105 N/mm F1F2 2 2[σ]=600 N/mm, [σ]= 560 N/mm H1H2 二、按齿面接触疲劳强度设计计算 1. 试选 K= 1.3 t P7.56621T,9.55，10,9.55，10,49739.58N/mm1n144012. 3. 由表6.5(P121)取 φ=1.1 (不对称布置) d 4. 由表6.3(P117)得:Z=189.8 , 且Z=2.5 E H 2KTZZu,121tEHd,3.()1tu,,,,dH 2，1.3，49739.582.08，1189.8，2.523,(),50mm 1.12.085605. 计算: 6. 求K 1) 由表6.2(P112)得:K=1 A 442) v=πdn /6×10=π×50×1440/6×10=3.77 m/s ， 1 1 由图6.10(P114)得:K=1.1 v 3) 取K=1.2 α 4) 由图6.13a(P115)得:K=1.1 β 5) K= K K KK=1×1.1×1.2×1.1=1.452 αβA v 7. 修正 K1.45233d,d,50，,51.88mm11tK1.3t 三、几何尺寸计算 d51.881m,,,1.995mmm,2mmz2611. ， 取 d,mz,2，26,52mmd,mz,2，54,108mm11222., m2a,(z，z),(26，54),80mm12223. , b,,d,1.1，52,57.2mmd14. 取 b=65 mm , b=60 mm 1 2 四、按齿根弯曲疲劳强度校核 1. 由表6.4(P120)得:Y=2.60 , Y=1.595 , Fa1 Sa1 Y=2.3 , Y=1.71 Fa2 Sa2 2KT2，1.452，49739.581,,YY,2.6，1.595FFaSa111bdm60，52，21 22,,,95.99N/mm,,,115N/mmF12. YY2.3，1.71FaSa22,,,,95.99FF21YY2.6，1.595FaSa11 22,,,91.04N/mm,,,105N/mmF2 所以强度足够。 五、结构设计(略) 6.4 解:其螺旋线方向和各受力方向如图所示。 6.5 解:一、求螺旋角 2b2，40,,,,0.3R250du，12120，5()，1 201. z201,,arctan(),arctan(),21.8:1z5022. 2T1,,F,F,Ftancos,tan20:cos21.8:2111artd(1,0.5),1R 2T1,tan20:cos21.8:,2T，0.004120，5(1,0.5，0.3)3. 50T,iT,T,2.5T,T2111320 4. 2T2T32,,,,F,Ftan,tan,costana3t3dzmn33 2T，2.51,sin,,2T，0.018sin,123，6 5. F,2T，0.004,F,2T，0.018sin,a21a31 6. 0.004,,arcsin(),12.84: 0.18 7. 二、其各受力方向如图所示。 蜗杆传动作业 7.1 解:各受力方向如图所示。 7.2 解: 一、确定许用应力及计算参数 2 查表7.10(P161)得[σ]=200 N/mm, 0H7N = 60nj L= 60×46×1×15000 = 4.14×10 2 h 77101088Z,,,0.84N7N4.14，10 2[σ]=Z[σ]=0.84×200=168 N/mm HN0H 查表7.9(P160)得Z=155,查表7.8(P160)得K=1.1 E 60n,in,，46,1380r/min122取z=2 ，则 1 二、求传递的扭矩和功率 dmz,,,505，60，16822H12T,(),(),454996.73N,mm2K3.25Z1.13.25，155E mz5，21tg,,,,0.2,1d50,,tg(0.2),11.31:1， dn，50，1380,,11v,,,3.68m/ss60，1000cos60000cos11.31:, ,,1.5:v由表7.5(P154)得 ， ,tgtg11.31:,,,,0.881,,tg(，)tg(11.31:，1.5:)v则 ,,,,0.9923取 ,,,,,,0.88，0.99，0.99,0.86123则 PTn454996.73，46222P,,,,2.55kw166,,9.55，10，9.55，10，0.86所以 滚动轴承作业 8.2 解:1.求轴承所受载荷 ,,15:06'34"由轴承手册得, C= 97.8 KN ,C= 74.5 KN r 0r Y,0.4cot,,0.4cot15:06'34",1.48由表8.10(P196)得 FFFrrrF,,,S221.482.96Y，由表8.11(P197)得 FF48002200r1r2F,,,1621.62NF,,,743.24NS1S22.962.962.962.96所以， F+F= 650+1621.62=2271.62 N > F=742.24 N aes1s2 所以 F=F= 1621.62 N , F= F+F=2271.62 N a1s1a2aes1 2.求轴承的当量动载荷 e,1.5tan,,1.5tan15:06'34",0.4由表8.10(P196)得 FF1621.622271.62a1a2,,0.34,e,0.4,,1.03,e,0.36 F4800F2200r1r2而 ， 由表8.10(P196)得X=1 , Y= 0 11 X=0.4 , Y=1.48 22 由表8.7(P194)得 f=1.3 P P= f(XF+YF) =1.3(1×4800+0×1621.62)=6240 N 1 P 1r11a1 P= f(XF+YF) =1.3(0.4×2200+1.48×2271.62)=5514.6 N 2 P 2r22a2 因为P>P ，所以取P =P=6240 N 121 3. 求轴承的额定动载荷 ,60nL'P624060，960，15000h3.33,C',,,47535.77N,47.54KN66f11010t 而C′= 47.54 KN < C= 97.8 KN 故该对轴承合适。 r 8.3 解:1.求轴承所受的径向载荷 F，802800，80reF,,,933.3Nrc240240 F,F,F,2800,933.3,1866.7Nrdrerc 2.求轴承所受的派生轴向力 由表8.11(P197)得 F= 0.68F s r F=0.68F=0.68×933.3=634.64 N scrc F=0.68F=0.68×1866.7=1269.36 N sdrd 3.求轴承所受的轴向载荷 F+F= 750+1269.36=2019.36 N > F=634.64 N aesd sc 所以 F= F+F= 2019.36 N , F= F= 1269.36 N ac aesd ad sd 8.4 解:1.将作用在齿轮上的力转化到轴上 Fd960，212.5aem2M,,,102000N,mmae22 则 2. 求轴承所受的径向载荷 F，195，M2710，195，102000reaeF,,,2472.35N1r255255 F,F,F,2710,2472.35,237.65Nr2rer1 3.求轴承所受的派生轴向力 初选轴承型号为30207， ,,14:02'10"由轴承手册得, C= 51.5 KN ,C= 37.2 KN r 0r Y,0.4cot,,0.4cot14:02'10",1.6由表8.10(P196)得 FFFrrrF,,,S221.63.2Y，由表8.11(P197)得 FF2472.35237.65r1r2F,,,772.61NF,,,74.27NS1S23.23.23.23.2所以， 4.求轴承所受的轴向载荷 F+F= 960+47.27=1034.27 N > F=772.61 N aes2s1 所以 F= F+F=1034.27 N , F= F= 74.27 N a1aes2a2s2 5.求轴承的当量动载荷 e,1.5tan,,1.5tan14:02'10",0.37(P196)得 由表8.10 FF1034.2774.27a1a2,,0.42,e,0.37,,0.31,e,0.37 F237.65F2472.35r1r2而 ， 由表8.10(P196)得X=0.4 , Y=1.6 , X=1 , Y=0 1122 由表8.7(P194)得 f=1.2 P P= f(XF+YF) =1.2(0.4×2472.35+1.6×1034.27)=3172.53 N 1 P 1r11a1 P= f(XF+YF) =1.2(1×237.65+0×74.27)=285.18 N 2 P 2r22a2 因为P>P ，所以取P =P=3172.53 N 121 3. 求轴承的额定动载荷 ,60nL'P3172.5360，500，30000h3.33,C',,,24466.14N,24.47KN66f11010t 而C′=24.47 KN < C= 51.5 KN 故该对轴承合适。 r 所以轴承型号为30207。 滑动轴承作业 9.2 解: 1. 验算轴承的工作能力 ,,,,,,p,8MPav,3m/spv,15MPam/s由表9.2(P221)得，， F36000r,,p,,,10MPa,p,8MPa dB60，60 Fn36000，150,,pv,,,4.71MPam/s,pv,15MPam/s 19100B19100，60 dn，60，150,,,,v,,,0.47m/s,v,3m/s 60，100060000 所以轴承的工作能力不够。 2. 计算轴的允许转速 dn,,,v,,v,3m/s 60，1000根据 60000v60000，3,,n,,,954.93r/min ,,d，60得 Fnr,,pv,,pv,15 19100B根据 ,,19100Bpv19100，60，15n,,,477.5r/min F36000r得 所以轴承允许的转速n为477.5 r/min 。 3. 计算轴承能承受的最大载荷 Fr,,p,,p,8MPa dB根据 ,,F,dBp,60，60，8,28800Nr得 Fnr,,pv,,pv,15MPam/s 19100B根据 19100Bpv19100，60，15,,F,,,19100Nrn900得 所以轴承能承受的最大载荷F为 19100 N 。 r 4. 计算轴所允许的最大转速 Fr,,p,,p,8MPa dB根据 ,,F,dBp,60，60，8,28800Nr得 dn,,,v,,v,3m/s 60，1000根据 60000v60000，3,,n,,,954.93r/min ,,d，60得 Fnr,,pv,,pv,15 19100B根据 ,,19100Bpv19100，60，15n,,,596.88r/min F28800r得 所以轴所允许的最大转速n为596.88 r/min 。 max 9.3 解:选择轴承材料为ZcuPb5Sn5Zn5 , 则由表9.8(P236)得: ,,,,p,7.5MPapv,2MPam/s，， Fa,,p,,p,7.5,22z(d,d)214根据 2222,,z(d,d)p,1，(120,60)，7.5,21F,,,63617.25Na44得 所以该轴承所能承受的最大轴向载荷F为63617.25 N。 a 轴作业 11.2 解:其轴系的正确结构如下图所示。 11.4 解:一、求轴上的载荷 1. 计算齿轮上的力 mz4，18n1d,,,74.5mm1,coscos15: 齿轮的分度圆: mz4，82n2d,,,339.57mm2,coscos15: 662T2，9.55，10P2，9.55，10，221F,,,,3916.85N1tddn74.5，1440111 圆周力: ,Ftan3916.85，tan20:t1nF,,,1475.91Nr1,coscos15: 径向力: F,Ftan,,3916.85，tan15:,1049.52Na1t1 轴向力: 轴向力对轴产生的弯矩: Fd1049.52，339.57a12M,,,178192.75N.mma122 2. 求轴的支反力 (如上图所示) F，903916.85t1F,F,,,1958.43NNH1NH21802轴左、右端水平的支反力: 轴左端垂直的支反力: MF，901475.91178192.75a1r1F,，,，,1727.91NNV11801802180 轴右端垂直的支反力: F,F,F,1475.91,1727.91,,252NNV2r1NV1 轴左端的支反力: 2222F,F，F,1958.43，1727.91,2611.73NNNHNV111 轴右端的支反力: 2222F,F，F,1958.43，(,252),1974.58NNNHNV222 二、绘制轴的弯矩图和扭矩图(如上图所示) M,F，90,1958.43，90,176258.7N,mmHNH1 截面处C处水平弯矩: 截面处C处垂直弯矩: M,F，90,1727.91，90,155511.9N,mmV1NV1 M,F，90,,252，90,,22680N,mmV2NV2 截面处C初合成弯矩: 2222M,M，M,176258.7，(155511.9),235055.48N,mmHV11 2222M,M，M,176258.7，(,22680),177711.88N,mmHV22 P2266T,9.55，10,9.55，10,145902.78N,mm1n14401轴的扭矩: ,,0.97,,0.9912 取联轴器效率为:，滚动轴承效率为:， ,,0.983齿轮效率为:， ,,,,,,0.97，0.99，0.98,0.94123则总效率为: 82T,i,T,，0.94，145902.78,624788.12N,mm2118所以 三、弯扭合成强度校核 ,,0.6 考虑启动、停机影响，扭矩为脉动循环变应力，则取， 截面处C处计算弯矩: 2222M,M，(,T),235055.48，(0.6，624788.12),442471.18N,mmca112 2222M,M，(,T),177711.88，(0.6，624788.12),414862.85N,mmca221 2,,,,60N/mm,1由表11.2(P288)得: MM2caca11,,,,,,,N/mmca,13W0.1d由 M442471.18ca33d,,,41.94mm ,,,0.10.1，60,1得截面处C处的直径为: 考虑键槽的影响则截面处C处的直径为: d,105%d,1.05，41.91,44mmc 11.5 解:一、求轴上的载荷 1. 计算齿轮上的力 mz3，1122nd,,,341.98mm2,coscos10:44'2 齿轮的分度圆: mz4，233nd,,,93.24mm3,coscos9:22'3 662T2，9.55，10P2，9.55，10，5.52F,,,,1706.57Nt2ddn341.98，180222 圆周力: ,Ftan1706.57，tan20:2tnF,,,632.2N2r,coscos10:44'2 径向力: F,Ftan,,1706.57，tan10:44',323.49Na2t22 轴向力: 662T2，9.55，10P2，9.55，10，5.52F,,,,6259.24Nt3ddn93.24，180332圆周力: ,Ftan6259.24，tan20:3tnF,,,2345.85N3r,coscos9:22'3径向力: F,Ftan,,6259.24，tan9:22',1032.47Na3t33轴向力: 轴向力对轴产生的弯矩: Fd323.49，341.98a22M,,,55313.56N.mma222 Fd1032.47，93.24a33M,,,48133.75N.mma322 2. 求轴的支反力 (如上图所示) 轴左端水平的支反力: F，80，F，2101706.57，80，6259.24，210t2t3F,,,4680.54NNH1310310 轴右端水平的支反力: F,F，F,F,1706.57，6259.24,4680.54,3285.27NNH2t2t3H1 轴左端垂直的支反力: F，80，M，M,F，210r2a2a3r3F,NV1310 632.2，80，55313.56，48133.75,2345.85，210,,1092.27N 310 轴右端垂直的支反力: F,F,F,F,2345.85,632.2,1092.27,621.38NNV2r3r2NV1 轴左端的支反力: 2222F,F，F,4680.54，1092.27,4806.3NNNHNV111 轴右端的支反力: 2222F,F，F,3285.27，621.38,3343.52NNNHNV222 二、绘制轴的弯矩图和扭矩图(如下图所示) 截面处?处水平弯矩: M,F，100,4680.54，100,468054N,mmH1NH1 截面处?处水平弯矩: M,F，80,3285.27，80,262821.6N,mmH2NH2 截面处?处垂直弯矩: M,F，100,1092.27，100,109227N,mmV1NV1 M,M，M,109227，48133.75,157360.75N,mmV2V1a3 截面处?处垂直弯矩: M,F，80,621.38，80,49710.4N,mmV4NV2 M,M,M,55313.56,49710.4,5603.16N,mmV3a2v4 截面处?初合成弯矩: 2222M,M，M,468054，109227,480629.88N,mmHV111 2222M,M，M,468054，157360.75,493798.49N,mmHV212 2222M,M，M,468054，5603.16,468087.54N,mmHV323 2222M,M，M,468054，49710.4,480686.38N,mmHV424 P5.566T,9.55，10,9.55，10,291805.56N,mm2n1802轴的扭矩: 三、弯扭合成强度校核 ,,0.6 考虑启动、停机影响，扭矩为脉动循环变应力，则取， M,M,480629.88N,mmca11 各截面处处计算弯矩: 2222M,M，(,T),493798.49，(0.6，291805.56),523919N,mmca222 2222M,M，(,T),468087.54，(0.6，291805.56),499760.06N,mmca332 M,M,480686.38N,mmca44 2,,,,60N/mm,1由表11.2(P288)得: 截面?处的强度: MM52391922ca2ca2,,,,,,,41.9N/mm,,,60N/mm,ca1133W0.1d0.1，50 截面?处的强度: MM480686.3822ca4ca4,,,,,,,52.78N/mm,,,60N/mm,ca2133W0.1d0.1，45 所以截面?、?处强度足够。 轴毂联接 12.1 解: 1. 确定键的类型和尺寸 两处都采用平键联接，由手册得: b×h×L =25×14×80, k=h,t =14,9=5 mm 11111 b×h×L =20×12×125 , k=h,t =12,7.5=4.5 mm 22222 l,L,b,80,25,55mml,L,b,125,20,105mm111222 , 2. 确定许用应力 22,,,,60N/mm,,,,110N/mmp2p1 由表12.1(P325)得:， 3. 校核其连接强度 2T2，100000022,,,,,,80.81N/mm,,,110N/mmpp11dkl90，5，55111 2T2，100000022,,,,,,60.47N/mm,,,60N/mmpp22dkl70，4.5，105222 在半联轴器处采用C型键联接，故其联接强度为: b202l,L,,125,,115mm2222 2T2，100000022,,,,,,55.21N/mm,,,60N/mmpp22dkl70，4.5，115222 所以两处平键连接的强度都足够。 螺纹连接 13.2 解: 1. 确定螺栓所需的预紧力 kTkFD/2kFD1.2，50，400ffQfQF,,,,,50kN,50000N0fzrfzD/2fzD0.12，8，50000 2. 确定螺栓的许用应力 2,,240N/mmSmin 由表13.5(P347)得: 由表13.7(P348)得:S = 2 (不控制预紧力，静载、碳钢、M16~M30) ,2402Smin,,,,,120N/mm, S2 3. 确定螺栓直径 5.2F5.2，500000d,,,26.26mm1,,,,,，120 由机械设计手册得:取M30的螺栓，其d=27.835 mm，p =2 mm 。 1 13.3 解:一、计算螺栓受力 取螺栓组个数为20个 。 22Dp，500，2,,F,,,392699.08NQ44 1. 汽缸盖所受合力F : Q 2. 单个螺栓所受最大工作载荷Fmax F392699.08QF,,,19634.95Nmaxz20 F',1.8F,1.8，19634.95,35342.92N 0max 3. 剩余预紧力F′: 0 4. 螺栓所受最大拉力F ? F=F+ F′= 19634.95 + 35342.92 = 54977.87 N ? max 0 5. 相对刚度系数 C1,0.3 C，C12由表13.9(P351)得: 6. 预紧力F 0 C1F,F'，F,35342.92，0.3，19634.95,41233.41N00maxC，C12 二、设计螺栓尺寸 1. 选择螺栓材料及等级 因螺栓受变载荷作用，故按静强度条件进行设计，按变载荷情况校核螺栓疲劳强度。螺 栓选用45钢，强度等级为5.6级。 2. 计算许用应力 2,,340N/mmSmin由表13.5(P347)得: 由表13.7(P348)得:S = 3 (不控制预紧力，变载、碳钢、M16~M30) ,3402Smin,,,,,113.3N/mm, S3 3. 确定螺栓直径 5.2F5.2，54977.87,d,,,28.34mm1,,,,,，113.3 由机械设计手册得:取M30的螺栓，其d=28.376 mm， 1 d=29.026 mm ， p =1.5 mm 。 2 三、校核螺栓的疲劳强度 1. 计算螺栓的应力幅 C2F2，19634.952max,,,0.3，,4.66N/mma22C，C,,d，28.376121 2. 计算许用应力 2,,220N/mm,T1由表13.4(P347)得: ,,0.64，k,3.45，并取S,3,, 由表13.7(P348)得: ,,0.64，2202,1T,,,,,13.6N/mm,aSk3，3.45,, 则 3. 疲劳强度校核 22,,,,4.66N/mm,,,13.6N/mmaa因 ，所以疲劳强度满足要求。 故该螺栓组选用直径为:M30的20个螺栓。