解：螺栓性能等级为6.8级，许用应力?????SS?480?160MPa 3螺栓允许的预紧力F0??d12???4?1.3???10.1062?1605.2?9872N
连接允许的牵曳力 F?zifF02?1?0.2?9872??3291N Ks1.25-23图示凸缘联轴器（GB/T5843-2003）的型号为YLD10，允许传递最大转矩T为630Nm。
两半联轴器采用4个M12的铰制孔用螺栓连接，螺栓规格为M12×60（GB/T27-1988），螺纹段长22mm，，螺栓的性能等级为8.8级，联轴器材料为HT200，试校核其连接强度。 解：安全系数S??2.5，Shp?2.5（P87,表5-10）
每个螺栓的横向载荷
T2T2T2?630?103????2423.08N F?zDw/2zDw4?1304?130许用应力 ?????SS????S2.5?640?256MPa，2.5??P?????P??hpShp??hp2.5200?80MPa 2.5F4?2423.08??21.43MPa?[?] 22i?d0/41???12F2423.08??11.13MPa???P? d0?12?(60?22?20)∴强度足够。
5-24 受轴向载荷的紧螺栓连接，被连接钢板间采用橡胶垫片，螺栓的相对刚度为0.9。已知预紧力F0=1500N，当轴向工作载荷F=1000N时，求螺栓所受的总拉力及被连接件之间的残余预紧力。 解：F2?F0?
CbF?1500?0.9?1000?2400N
Cm?CbF1?F2?F?2400?1000?1400N
5-25 铰制孔用螺栓组连接的三种方案如图所示。已知L=300mm，a=60mm，试求螺栓连接的三个方案中，受力最大的螺栓所受的力各为多少？哪个方案最好？
解：三个方案中都是把工作载荷F移动至螺栓组连接的形心上，这样将工作载荷转变为过形心的横向载荷F和绕形心的转矩T。 在横向力F作用下，单个螺栓所受力为
FF?F/3。在转矩T作用下，单个螺栓所受
力大小与三个方案螺栓布置方式有关。因此单个螺栓所受总载荷与各自的布置方式有关，现分别讨论。
方案1：在转矩T作用下，1、3螺栓（2螺栓不受转矩影响）所受力大小：
TFL300FFT????5F/4
2r2a2?1203螺栓受力最大，为
Fmax1?FF?FT?F/3?5F/4?19F/12
方案2：在转矩T作用下，1、3螺栓（2螺栓不受转矩影响）所受力大小：
TFL300FFT????5F/4
2r2a2?1201、3螺栓受力相同为
2Fmax2?FF2?FT-2FFFTcos90?241
?F/9?25F/16?F1222方案3：在转矩T作用下，单个螺栓所受力大小：
TFL300FFT????5F/6
3r3a3?1202螺栓受力最大，为
22Fmax3?FF?FT-2FFFTcos150?241?603?F/9?25F/16-2F/3?5F/4?3/2?F122224119?1.3，?1.583，
对3个方案进行比较，发现
1212241?603137.08??0.98，很明显，方案3较好。
1212考虑：如果换成普通螺栓，结果会怎样？
第6章 键、花键、无键连接和销连接 6-1 （4）
6-2 工作面被压溃 工作面的过度磨损 6-3（4）
6-4 小径 齿形 作业题：
6-1 为什么采用两个平键时，一般布置在沿周向相隔180°的位置；采用两个楔键时，相隔90°～120°；而采用两个半圆键时，却布置在轴的同一母线上？ 这是从尽量减小对轴的强度削弱考虑的，同时又考虑了各类键的特点。 两个平键相隔180°布置，工作面上产生的挤压力的方向正好相反，不会F1产生附加应力，并且全部转化为扭转力矩，减少了轴受损的可能。若两个平键相隔不为180°如图所示，F1?F2sin?，F2cos??0；工作面上产生的挤压力在轴上的合力F不为零，大小为
αF2F??F2cos??2??F1?F2sin??2?0；这个力相当于轴上的附加力，对轴的工作产生不利影响。
采用两个楔键时，如果也相隔180°布置，则楔紧时只是两个楔键的顶面与轮毂键槽的底面接触，轴和轮毂不接触，工作可靠性差。两个楔键相隔90°～120°则楔紧后轴和轮毂也接触楔紧，增加了工作可靠性。
由于轴上半圆键槽较深，在同一截面处加工出两个键槽会大大削弱轴的强度，所以采用两个半圆键时应布置在轴的同一母线上。
6-4图示的凸缘半联轴器及圆柱齿轮，分别用键与减速器的低速轴相连接。试选择两处键的类型及尺寸，并校核联接的强度。已知轴的材料为45钢，传递的转矩T=1000N·m，齿轮用锻钢制成，半联轴器用灰铸铁制成，工作时有轻微冲击。
解：半联轴器轴颈处，[?p]? 55MPa，选取A型普通平键，键宽b?20mm，键高
h?12mm，键长L?110mm。
2T?1032?1000?103?p???53MPa?[?p]。
kld6??110?20??70齿轮轴颈处，
[?p]?110MPa，选取A型普通平键，键宽b?25mm、键高h?14mm、
2T?1032?1000?103?p???57.7MPa?[?p]??kld7?80?25?90键长L?80mm。
第八章 带传动
8-1（2） 8-2（3）（3）
8-3紧松边拉应力 离心拉应力 弯曲应力 ?1??c??b1 紧边绕入小带轮处
8-4（2）
8-5预紧力 小轮包角 摩擦系数 8-6 8-7 8-8 8-9 8-10
8-11 答：主要是考虑绕入主动轮处带内弯曲应力的影响，实验用带传动的主从动带轮齿数相同，?b1??b2，所能传递的功率要比?b1??b2时要小，所以当i?1时?b1??b2，这时所能传递的功率增大。 8-12 8-13 8-14 8-15 8-16 方案a），因为首先该题针对带传动而言，所以从带传动角度出发分析增速要求。方案1和方案2均减小传动比，可以起到增速的作用，但从减小带的最大应力出发，采用方案1更合理。 8-20解：
i?dd2400??2.86 dd1140查表8-4a，n1?1460，dd1?140，单根普通V带的基本额定功率P0?2.29kW 查表8-4b，A型带，i?2.86，n1?1460，功率增量?P0?0.171kW 小带轮包角?1?180??dd2?dd1400?140?57.5??180???57.5??161.66? a815查表8-5，?1?161.66?， K??0.953
带的基准长度
Ld?2a??2?dd1?dd22?dd2?dd1???4a
2?2?815?由表8-2，普通V带基准长度取为
?2?140?400??400?140??4?815?2499mm
Ld?2500mm，KL?1.09
由表8-7，一天运转8h，工作载荷变动较大，KA?1.2 ∴P?4?P0??P0?K?KL4??2.29?0.171??0.953?1.09??8.521kW
KA1.2