机械设计试题

1、习题与参考答案一、选择题从下列各小题给出的 A、B、C、D答案中任选一个:1若转轴在载荷作用下弯曲较大或轴承座孔不能保证良好的同轴度,A. 1 或 2B. 3 或 7宜选用类型代号为的轴承。C. N 或 NUD. 6 或 NA2 一根轴只用来传递转矩，因轴较长采用三个支点固定在水泥基础上，各支点轴承应选用A.深沟球轴承B.调心球轴承C.圆柱滚子轴承D.调心滚子轴承3 滚动轴承内圈与轴颈、外圈与座孔的配合 。A.均为基轴制B.前者基轴制，后者基孔制C.均为基孔制D.前者基孔制，后者基轴制4为保证轴承内圈与轴肩端面接触良好，轴承的圆角半径r与轴肩处圆角半径ri应满足的关系。A. r=riB. r&

2、gt; riC. rv riD. r w ri5 不宜用来同时承受径向载荷和轴向载荷。A.圆锥滚子轴承C.深沟球轴承6 只能承受轴向载荷。A.圆锥滚子轴承C.滚针轴承7 通常应成对使用。A.深沟球轴承C.推力球轴承B.角接触球轴承D.圆柱滚子轴承B.推力球轴承D.调心球轴承B.圆锥滚子轴承D.圆柱滚子轴承8跨距较大并承受较大径向载荷的起重机卷筒轴轴承应选用A.深沟球轴承C.调心滚子轴承B.圆锥滚子轴承D.圆柱滚子轴承9 不是滚动轴承预紧的目的。A.增大支承刚度C.减小振动噪声B.提高旋转精度D.降低摩擦阻力10 滚动轴承的额定寿命是指同一批轴承中的轴承能达到的寿命。B. 90%D. 50%A.

3、 99 %C. 95%11适用于多支点轴、弯曲刚度小的轴及难于精确对中的支承。A.深沟球轴承B. 圆锥滚子轴承C. 角接触球轴承D.调心轴承12角接触轴承承受轴向载荷的能力，随接触角的增大而 _。A. 增大B.减小C.不变D.不定13 某轮系的中间齿轮（惰轮）通过一滚动轴承固定在不转的心轴上，轴承内、外圈的配合应满足A. 内圈与心轴较紧、外圈与齿轮较松B. 内圈与心轴较松、外圈与齿轮较紧C. 内圈、外圈配合均较紧D. 内圈、外圈配合均较松14 滚动轴承的代号由前置代号、基本代号和后置代号组成，其中基本代号表示A.轴承的类型、结构和尺寸B.轴承组件D.轴承游隙和配置B.数字或字母D.数字加字母C

4、.轴承内部结构变化和轴承公差等级15 滚动轴承的类型代号由 _表示。A.数字C.字母二、填空题16 滚动轴承的主要失效形式是 和。17按额定动载荷计算选用的滚动轴承，在预定使用期限内，其失效概率最大为。18对于回转的滚动轴承，一般常发生疲劳点蚀破坏，故轴承的尺寸主要按计算确定。19 对于不转、转速极低或摆动的轴承，常发生塑性变形破坏，故轴承尺寸应主要按计算确定。20 滚动轴承轴系支点轴向固定的结构型式是：（1）；（2）；（ 3）。21轴系支点轴向固定结构型式中，两端单向固定结构主要用于温度的轴。22 其他条件不变，只把球轴承上的当量动载荷增加一倍，则该轴承的基本额定寿命是原来的。23 其他条件

5、不变，只把球轴承的基本额定动载荷增加一倍，则该轴承的基本额定寿命是原来的。24圆锥滚子轴承承受轴向载荷的能力取决于轴承的 。25滚动轴承内、外圈轴线的夹角称为偏转角，各类轴承对允许的偏转角都有一定的限制，允许的 偏转角越大，则轴承的 性能越好。四、分析计算题36 某6310滚动轴承的工作条件为径向力Fr=10 000N,转速n=300r/min，轻度冲击（fp=1.35），脂润滑，预期寿命为 2 000h。验算轴承强度。37 选择一摇臂吊车立柱的推力球轴承。已知作用在立柱上的最大垂直载荷Fa=50 000N，立柱转速n=3 r/min，立柱重量 W=20 000N，立柱端的轴颈直径 d=60

6、mm。38 某6308轴承工作情况如下表，设每天工作8h,试问轴承能工作几年（每年按300天计算）？工作时间b/ （%）径向载何Fr/N转速 n/ (r/min )302 0001 000154 500300558 900100注：有轻度冲击（fp=1.2）。39 某球轴承的转速 n=400 r/min，当量动载荷 P=5 800N,求得其基本额定寿命为 7 000h。若把可靠度提高到99%，轴承寿命是多少？若轴承寿命分别取为3 700h、14 000h，轴承可靠度是多少？40 某蜗杆轴转速n=1 440r/min，间歇工作，有轻微振动，fp=1.2，常温工作。采用一端固定（一对 7209C型

7、轴承正安装），一端游动（一个6209型轴承）支承。轴承的径向载荷 Fr1=1 000N個定端）、Fr2=450N （游动端），轴上的轴向载荷 Fx=3 000N，要求蜗杆轴承寿命 Lh >2 500h。试校核固定端轴承是否满足寿命要求。五、结构题41分析轴系结构的错误，说明错误原因，并画出正确结构。题 41图42分析轴系结构的错误，说明错误原因，并画出正确结构。题 42图43分析轴系结构的错误，说明错误原因，并画出正确结构。题 43图44 分析轴系结构的错误，说明错误原因，并画出正确结构。安装有两个斜齿圆柱齿轮的转轴由一对代号为7210AC的轴承支承。已知两齿轮上的轴向分力分别为Fd=3

8、000N，F2=5000N，方向如图。轴承所受径向载荷 力 Fai、Fa2o解题要点：(1) 求轴承的内部轴向力Fs：Fsi=0.68Fri=0.68 X 8600=5848 NFri=8600N , Fr2=12500N。求两轴承的轴向方向向右，即 S1 ;Fs2=0.68Fr2=0.68 X 12500=8500N方向向左，即(2) 外部轴向力合成：Fx=Fx2 - Fxi=5000-3000=2000N方向向左，即Fx(3 )求轴承的轴向力 Fa：轴向力分布图为FsiFx1) “压紧、放松”判别法Fs2+Fx=8500N+2000N+10500N>Fsi =5848N故轴有向左移动

9、的趋势，此时，i轴承被压紧，n轴承被放松。则两轴承的轴向力为Fai=Fs2+Fx=10500NFa2=Fa2=8500N2) 公式归纳法Fa1 maX Fs1,Fs2 Fx max 5848,8500 2000 N 10500NFa2 maX Fs2,Fs1 Fx max 8500,5848 2000 N 8500N可见，方法1 )、2)结果相同。2.某转轴由一对代号为 30312的圆锥滚子轴承支承，轴上斜齿轮的轴向分力Fx=5000N，方向如图。已知两轴承处的径向支反力Fr1=13600N , Fr2=22100N。求轴承所受的轴向力Fa。解题要点：(1)求内部轴向力Fs：Ft12Y1360

10、02 1.74000方向向右，即Fr22Y221002 1.76500方向向左，即Fs2。(2)求轴承的轴向力 Fa：Fs1FxFs21) “压紧、放松”判别法Fs1+Fx=4000N+5000N=9000N>Fs2=6500NI轴承被放松。因此轴承的轴向力为故轴有向右移动的趋势，此时n轴承被压紧,Fa1=Fs1=4000NFa2=Fs1+Fx=9000NFR1H口空旦620100 100F R2HFt 1501001240公式归纳法FaimaXFsi, Fs2Fxma乂 4000,650050004000NFa2maXFs2, FsiFxmax 6500,40

11、0050009000N可见，方法1 ）、2）结果相同。3.圆锥齿轮减速器输入轴由一对代号为 30206的圆锥滚子轴承支承，已知两轴承外圈间距为 72mm , 锥齿轮平均分度圆直径 dm=56.25mm，齿面上的切向力 Ft=1240N，径向力Fr=400N,轴向力 B=240N, 各力方向如图所示。求轴承的当量动载荷P。解题要点：（1 ）计算轴的支点距I由手册查得，30206轴承的支反力作用点到外圈宽端面的距离 13.8mm,取 =14mm。故支点距 l=72mm+2X 14mm=100mm。右支点到齿宽中点的距离l1=64mm - 14mm=50mm。（2）计算轴承的径向力1）轴水平面支反力

12、（图解 a）2）轴垂直面支反力（见图解 b）F R1V50Fr Fxdm/210050 400 240 56.25/2100133F R2V150Fr Fxdm / 210050 400 240 56.25/21005333）合成支反力R1. F；1HFR1v.62021332634F R2F（2HfR2v: 2 218605331935轴承所受的径向力与轴的合成支反力大小相等，即（3）计算轴承的轴向力。查手册知，30206轴承，e=0.37, Y=1.6。故Fr1=FR仁634N, Fr2=FR2=1935N。Fr16342Y 2 1.6s2Fr22Y19352 1.6轴向力分布图为Fs2F

13、 x；轴承的轴向力为Fa1maX卩引忌Fxmax 198,605240365NFa2maX Fs2,Fs1Fxmax 605,198240605NN(4 )计算当量动载荷FalFt13656340.57 e 0.37查手册知，X=0.4, Y=1.6,取 fp=1.5，则Rfp(XFt1 YFa1) 1.5 (0.4 634 1.6 635) 1256Fa2Ft260519350.31 e 0.37故 X=1, Y=0,贝yP2fp(XFt2 YFa2)1.5 Fr2 1.5 1935 29034.已知某转轴由两个反装的角接触球轴承支承，支点处的径向反力轴向力Fx=400N，方向如图，转的转速

14、n=520r/min，运转中有中等冲击，若初选轴承型号为 7207C，试验算其寿命。解题要点：由标准知 7207C轴承，C=30500N，G=20000N。Fs=eFr，而e值取决地Fr1=875N, Fr2=1520N，齿轮上的轴承预期寿命Lh 3000h。(1)计算轴承的轴向力需先计算轴承的内部轴向力Fs。对于所选轴承,法。先试取e=0.4,则Fs1 eFr1 0.4Fs2 eFr2 0.4轴向力分布图为Fs2Fs875350 N1520608 NFs1轴承的轴向力为Fa1 maX Fs1, Fs2 Fx max 350,608 400 1008Fa2 Fs2 608 NFa/C0,但Fa

15、待求，故用试算相对轴向载荷Fa1c。10080.050420000Fa1c。由X、Fs16080.030420000Y系数表经插值计算得 e1=0.422, e2-0.401。再计算：eFr1 0.422 875 369NFs2eFr2 0.401 1520 610NFa1=1010NFa2=610NFa1C°10100.050520000Fa2C°6100.030520000两次计算的 Fa/Q)值相关不大，故可取 ei=0.422, e2=0.401; Fai=1010N , Fa2=610N。(2 )计算当量动载荷FaiF r110108751.15 e故查表得 X=

16、0.44, Y=1.326。则Pfp(ZFr1YFa1)1.5 (0.44 875 1.326 1010)2586 N晶6100.401e2Fr21520查系数表，X-1，Y-0。故P2fp(XFr2YFa2)1.515202280N因P2 P，故按P1计算轴承寿命。(3 )验算轴承寿命。663,106 C 10630500 ,Lhh 52584h Lh 30000h60n P 60 5202586由系数表查得,(4) 静载荷计算7207C轴承，X0=0.5, Y0=0.46。故当量静载荷为P01X0 Fr1X°Fa1 (0.5 875 0.46 1010)902Po1=Fr2=15

17、2ON两者取大值，故 Po=9O2NP02 X°Fr2 X°Fa2 (0.5 1520 0.46 610) 1041 NP02=Fr2=152ON两者取大值，故 P°2=Fr2 = 1520N。又因P02< P01,所以只按P02计算静载荷安全系数。由安全系数表, 按正常情况取S0=2,则轴承的实际安全系数为S。C。P0220000152013 S0故静载荷计算安全。结论：选用7206C轴承能满足预期寿命要求。5蜗杆轴由一组圆锥滚子轴承30206和圆柱滚子轴承N206E支承，如图所示。已知两支点的径向反力 Fr1=1500N，Fr2=2500N;蜗杆轴上的轴

18、向力Fx=2300N，转速 n=960r/min。取 fp=1.2, 9=1.5。求轴承寿命。解题要点: 该问题可将右侧的轴承组看成双列轴承，支反力作用点在两轴承中点处，两轴承的内部轴向力相互 抵消；外部轴响力 Fx应由固定端即右支点承担，左支点为游动端，只受径向力。查手册知，30206 轴承：C=43200N, Q=20500N, e=0.37, Y=1.6,%=0.9; N206E轴承：C=3600N, C0=3500N。1 轴承组寿命计算(1 )当量动载荷计算D * 送舍轴承组无内部轴向力，故轴承组的轴向力 Fa2=Fx=2300N。 双列轴承计算当量动载荷：Fa2Fr2FxFr2230

19、025000.92 e查系数表，X=0.67, Y=0.67cot a ;单列时 Y=0.4cot a =1.6，即 cot a =1.6/0.4=4。故双列轴承时Y=0.67cot a =0.67 X 4=2.68当量动载荷P2fp(XFr2 XFa2)1.20.67 25002.68 23009407 N(2)轴承组寿命轴承组的基本额定动载荷C 1.71 C 1.71 432007387210660nCP210660 9607387210/3940716700h(3)静载荷计算查系数表得：X0=0.4, Y0=0.44cot列轴承时a ;由单列轴承时Y0=0.22cota =0.9,即 c

20、ot a =0.9/0.22=4.09。故双Y0=0.44cot a =0.44 X 4.09=1.8此时静载荷F02 X0Fr2 X0Fa2 1 2500 1.8 2300 6640P02=Fr2=25OON两者取大值，故 P02=664ON轴承组额定静载荷C02C。2 50500 101000轴承组静载荷安全系数S0CoP02101000664015.2 So 1.5S0C0P0135500150023 S。1.5结论：轴承组寿命为 16700h。2.圆柱滚子轴承计算(1 )当量动载荷计算游动端只受径向力，故Fa1=0, X=1, Y=0,RfPFr11.215001800 N(2)寿命计

21、算Lh106 C1063600o h37700060n R60 9601800(3)静载荷计算P01= Fr1=1500N结论：圆柱滚子轴承寿命为37700h。6. 某轴仅作用平稳的轴向力，由一对代号为6308的深沟球轴承支承。若轴的转速n=3000r/min，工作温度不超过100C,预期寿命为10 000h，试由寿命要求计算轴承能承受的最大轴向力。解题要点：已知轴承型号、转速和寿命要求，则可由寿命公式求出当量动载荷，再利用当量动载荷公式可求得轴向力Fa,但因系数丫与Fa/C0有关，而Fa待求，故需进行试算。由手册知，6308轴承C=40800N, C0=24000N。轴承只受轴向力，径向力F

22、t可忽略不计，故，Fa/Fr>e。 由寿命公式106 C60n P令Lh Lh 10000h，则可解出10640800 3V60 3000 10000660nLh1063354(1 )设Fa/C0=0.07,由系数表查得，X=0.56, Y=1.63。取fp=1.0，则根据当量动载荷公式P Fp(XFr YFa) YFa故轴向力Fa可求得为P3354Fa Y2058N1.63此时，Fa/Co=2O58/24OOO=O.9，仍与所设不符。 (2)设 Fa/Co=0.085，查表得 丫=1.546,L P3354K1F aY2169N1.546Fa/Co=2169/24OOO=O.O9，仍与

23、所设不符。(3)设 Fa/Co=0.09，查得 丫=1.256,同法求得 Fa=2198N, Fa/Co=0.091，与假设基本相符。结论：6308轴承可以承受的最大轴向力为2198N。7. 某设备主轴上的一对 30308轴承，经计算轴承I、H的基本额定寿命分别为bi=31000h丄h2=15000h。若这对轴承的预期工作寿命为20000h，试求满足工作寿命时的可靠度。若只要求可靠度为80%，轴承的工作寿命是多少？解题要点：(1 )计算得到的基本额定寿命是可靠度为 90%时的寿命，其失效概率为 10%。预期工作寿命若与基 本额定寿命不相等，则失效概率也不同，即预期工作寿命是失效概率为 n时的修

24、正额定寿命。此时， 可靠度R可由以下公式求出：0.10536e式中，Ln是失效概率为n时的修正定额寿命：L10为基本额定寿命；B为表示试验轴承离散程度的离 散指数，对球轴承B =10/9，对滚子轴承B =9/8。故I轴承预期寿命下的可靠度为920000 8 0.10536R193.7%31000eII轴承预期寿命下的可靠度为R20.10536e20000 81500086.4%(2)若要求可靠度为 80%,则失效概率为 20%,此时轴承寿命可由下式求出:L20=a1L10式中ai为可靠性寿命修正系数，对滚子轴承，R=80%时，ai=1.95。故对I轴承L2o=1.95 X 31000=6045

25、0 h对II轴承L20=1.95 X 15000=29250 h8. 图示采用一对反装圆锥滚子轴承的小锥齿轮轴承组合结构。指出结构中的错误，加以改正并画出 轴向力的传递路线。解题要点：该例支点的轴向固定结构型式为两端固定结构，即两支点各承担一个方向的轴向力。（1）存在的问题1）两轴承外圈均未固定，轴运转时，外圈极易松动脱落。2）轴向力无法传到机座上。向左推动轴外伸端时，整个轴连同轴承均将从套杯中滑出；齿轮工作时 将受到向右的轴向力，此时轴将带着左轴承和右轴承的内圈向右移动，致使右轴承分离脱落。3）轴承间隙无法调整。4）改正方法（2 ）改正方法1）将两轴承内圈间的套筒去掉，再将套杯中间部分内径减

26、小，形成两价目内挡肩固定轴承外圈，从 而使左轴承上向右的轴向力及右轴承上向左的轴向力通过外圈、套杯传到机座上。2）在右轴承右侧轴上制出一段螺纹，并配以圆螺母和止动垫圈用来调整轴承间隙，同时借助圆螺母 轴上向左的轴力传到套杯上。3）在套杯和机座间加调整垫片，以调整轴系的轴向位置；在套杯和端盖间也应加调整垫片，使端盖 脱离轴承外圈，兼起密封作用。改正后的结构及轴向力的传递路线见图解。9. 图示的蜗杆轴轴承组合结构，一端采用一对正装的角接触球轴承，另一端为圆柱滚子轴承。指出 图中错误加以改正，并画出轴向力的传递路线。解题要点：该例的支点轴向固定结构应为一端固定、一端游动的型式，即轴承组一侧为固定端、

27、固柱滚子轴承 一侧为游动端。（1 ）存在问题1）固定端两轴承的内、外圈均未作双向固定。当轴肥向左的轴力时，该支点上两轴承将随着轴从套 杯中脱出，或轴颈与轴承内圈配合松动，故无法将向左的轴向力传到机座上。2）固定端两轴承的间隙无法调整。3）游动端支承采用的是普通型圆柱滚子轴承，即外圈两侧均不带挡边，因此是可分离型的轴承，为保证“游而不散”其内、外圈均应作双向固定，否则内圈与轴颈的配合易 松动，外圈与滚动体极易分离、脱落。4）轴系的轴向位置无法调整。（2 ）改正方法1）固定端套杯的左端应加内挡肩；轴右端制出螺纹，配圆螺母、止动垫圈固定轴承内圈。这样可将 向左的轴向力通过轴承组和套杯传到机座上。2）

28、 在右端盖和套杯间加调整垫片1,以调整轴承间隙。3）左支承处套杯右侧加内挡肩，轴承外圈左侧加孔用弹性挡圈，以实现对外圈的双向固定，防止其 轴向移动；轴承内圈左侧加轴用弹性挡圈，以实现内圈的双向固定；游动将在滚动体和外圈滚道之 间实现。4） 套杯与机座间应加调整热片2，实现轴系轴向位置的调整。 改正后的结构及轴向力传递路线如图解所示。图解10试分析图示轴系结构的错误，并中以改正。齿轮用油润滑、轴承用脂润滑。解题要点：（1 ）支点轴向固定结构错误1） 该例为两端固定结构，但应将两轴承由图示的反安装型改为正安装，否则轴向力无法传到机座上;2）左轴端的轴用弹性挡圈多余，应去掉。3）无法调整轴承间隙，端

29、盖与机座间应加调整垫片。（2）转动件与静止件接触错误1）左轴端不应顶住端盖；2）联轴器不应与端盖接触；3）右端盖不应与轴接触，孔径应大于轴径。（3）轴上零件固定错误1）套筒作用不确定，且轴上有键，无法顶住齿轮；套筒不能同时顶住轴承的内、外圈；齿轮的轴向 固定不可靠（过定位）；2）联轴器轴向位置不确定。（4 ）加工工艺不合理1）轴上两处键槽不在同一母线上；2）联轴器键槽未开通，深度不符标准；3）箱体外端面的加工面与非加工面未分开。（5）装配工艺错误1）轴肩、套筒直径过大，两轴承均无法拆下；2）齿轮处键过长，轴颈右侧应减小直径。（6 ）润滑与密封错误1）轴承处未加挡油盘；2）右端盖未考虑密封。改正

30、后的结构见图解。5799N1 A;2B;3 D;4 B;5D；6B;7B；8C;9 D;10 B;11 D;12A；13 B;14A；15B；2、填空题16疲劳点蚀；塑性变形1710%18疲劳寿命19静强度20两端单向固定；一端固定，一端游动；两端游动21不咼；短轴221/8238倍24接触角a25调心3、问答题(参考答案从略)4、分析计算题36解题要点：Lh=5 330h > Lh' =2 OOOh，故疲劳强度足够；Po=1O 000 N , S0 =3.8> Sq=0.81.2，故静强度足够。37解题要点：初选51212单向推力球轴承。因转速很低，只算静强度。Po=Fa

31、+W=5O 000 N+20 000 N=70 000 NS'=2.54 > S0,故所选轴承能满足要求。38解题要点：6308 轴承：C=40.8kN, Co=24kN, niim=7 000 r/min。(1 )寿命计算平均当量转速：nm=n 1b1+n2b2+ n3b3=400 r/min平均当量动载荷 Pm :因轴承 Fa=0，故 P=fpFr，可求得 P1=1.2X 2 000N=2 400 N ,P2=fpFr2=5 400N,P3=fpFr3 = 10 680N六、习题参考答案1、选择题n山Rn2b2P2n3b3P3nm14500h,106CL h60nm Pmt

32、80 6.04年(2)极限转速计算由 C/Pm 查得 fi=0.84, f2=1.0，故nmax=fif2niim =5880r/min > nm=400r/min 即轴承可以保证6.04年的寿命。39解题要点：(1) R=99%寸的寿命Li=a Lio=O.21 X 7000h=1470h(2) 可靠度计算0.10536 5由式LmR2=79.6%o对球轴承取 B =10/9 ,代入 L10=7OOOh、Ln1=3700h、Ln2=14000h ,可求得可靠度：R1=94.9%、40解题要点：Fa=Fx=3000NFa/Co=3OOO/385OO=O.O78 , e=0.45。Fa/F

33、r=3000/1000=3 > e,故 x=0.72, Y=2.07。P=fp (XFr+YFa =8316NC =1.625C=1.625X 38500N=62562N106 CLh4928h Lh 2500hh 60 n Ph故满足寿命要求。5、结构题 41改正后的结构见题41图解42 改正后的结构见题 42图解43 改正后的结构见题43图解44 改正后的结构见题44图解题41图解题42图解题43图解题44图解链接习题9-1仔细观察自行车，写出下列各处采用什么联接，（1）车架各部分；（2）脚踏轴与曲拐；（3）曲拐与链轮；（4）曲拐与中轴；（5 ）车轮轴与车架。答：（1）焊接；（2）螺

34、纹联接；（3）成形联接；（4）成形联接或销联接；（5）螺纹联接9-2 螺栓联接、螺柱联接、螺钉联接、紧定螺钉联接四种联接的结构特点有什么不同？各用于什么 场合？答：1螺栓联接普通螺栓联接的通孔为过孔，加工精度低，被联接件不切制螺纹，用于能从被联接件两边进行装配的场合，使用不受被联接件材料的限制，构造简单，装拆方便，成本低，应用最广。铰制孔螺栓联接，螺栓杆与孔之间紧密配合，有良好的承受横向载荷的能力和定位作用。2双头螺柱联接双头螺柱的两端都有螺纹，其一端紧固地旋入被联接件之一的螺纹孔内，另一端与螺母旋合而将两被联接件联接。用于被联接件之一太厚不便穿孔或受结构限制而不能用螺栓联接 且需经常装拆的场

35、合。3螺钉联接 不用螺母，直接将螺钉拧入被联接件之一的螺纹孔内，应用与双头螺栓联接相似，但 不能用在经常装拆或受力太大的场合。4紧定螺钉联接将紧定螺钉旋入一零件的螺纹孔中，并以其末端顶住另一零件的表面或嵌入相应的凹坑中，以固定两个零件的相对位置，并传递不大的力或扭矩。9-3 在实际应用中，绝大多数螺纹联接都要预紧，预紧的目的是什么？答：预紧的目的是增加联接刚度、紧密性和提高防松能力。9-4 某圆柱形压力容器的端盖采用8个M20的普通螺栓联接。已知工作压力p=3 MPa,螺栓位于Do = 280mm的圆周上，试问该联接的紧密性是否满足要求？t D。解：计算螺栓间距Z2808109.9mm查表9-

36、7, p=3 MPa, tov 4.5d=4.5 X 20=90mm，因此，不能慢紧密性的要求。9-5 某气缸的蒸汽压强 p=1.5MPa，气缸内径D=200mm，。气缸与气缸盖采用普通螺栓联接，螺栓分布在直径D0 =300mm的圆周上。为保证紧密性要求，螺栓间距不得大于80mm ,试设计此气缸盖的解：题目要求螺栓分布在直径螺栓组联接。D0 -300mm的圆周上，间距不得大于 80mm。由此确疋螺栓的个数。t D0Z9-17 )进行设计计算。得：Z> 11.8，取 Z=12。螺栓联接为受轴向载荷的普通螺栓，应利用公式(d14 1.3FFe = F0'+FF0'=1.8F,1. 确定每个螺栓的总拉力 按公式(9-15)计算总拉力(1)根据气缸盖