(完整版)机械设计基础课后习题答案.
第三章部分题解参考
3-5 图3-37所示为一冲床传动机构的设计方案。设计者的意图是通过齿轮1带动凸轮2旋
转后，经过摆杆3带动导杆4来实现冲头上下冲压的动作。试分析此方案有无结构组成原理上的错误。若有，应如何修改？
习题3-5图
习题3-5解图(a) 习题3-5解图(b) 习题3-5解图(c) 解 画出该方案的机动示意图如习题3-5解图(a)，其自由度为：
14233 2345=-?-?=--=P P n F 其中：滚子为局部自由度
计算可知：自由度为零，故该方案无法实现所要求的运动，即结构组成原理上有错误。 解决方法：①增加一个构件和一个低副，如习题3-5解图(b)所示。其自由度为：
1
15243 2345=-?-?=--=P P n F ②将一个低副改为高副，如习题3-5解图(c)所示。其自由度为：
1
23233 2345=-?-?=--=P P n F 3-6 画出图3-38所示机构的运动简图（运动尺寸由图上量取），并计算其自由度。
习题3-6(a)图 习题3-6(d)图
解(a) 习题3-6(a)图所示机构的运动简图可画成习题3-6(a)解图(a)或习题3-6(a)解图(b)
的两种形式。 自由度计算：
1042332345=-?-?=--=P P n F
习题3-6(a)解图(a)
习题3-6(a)解图(b)
解(d) 习题3-6(d)图所示机构的运动简图可画成习题3-6(d)解图(a)或习题3-6(d)解图(b)
的两种形式。 自由度计算：
1042332345=-?-?=--=P P n F
习题3-6(d)解图(a) 习题3-6(d)解图(b)
3-7 计算图3-39所示机构的自由度，并说明各机构应有的原动件数目。 解(a) 10102732345=-?-?=--=P P n F
A 、
B 、
C 、
D 为复合铰链
原动件数目应为1
说明：该机构为精确直线机构。当满足BE =BC =CD =DE ，
AB =AD ，AF =CF 条件时，E 点轨迹是精确直线，其轨迹垂直于机架连心线AF
解(b) 1072532345=-?-?=--=P P n F
B 为复合铰链，移动副E 、F 中有一个是虚约束 原动件数目应为1
说明：该机构为飞剪机构，即在物体的运动过程中将其
剪切。剪切时剪刀的水平运动速度与被剪物体的水平运动速度相等，以防止较厚的被剪物体的压缩或拉伸。
解(c) 方法一：将△FHI 看作一个构件
201420132345=-?-?=--=P P n F
B 、
C 为复合铰链
原动件数目应为2
方法二：将FI 、FH 、HI 看作为三个独立的构件
201722132345=-?-?=--=P P n F B 、C 、F 、H 、I 为复合铰链 原动件数目应为2 说明：该机构为剪板机机构，两个剪刀刀口安装在两个滑块
上，主动件分别为构件AB 和DE 。剪切时仅有一个主动件运动，用于控制两滑块的剪切运动。而另一个主动件则用于控制剪刀的开口度，以适应不同厚度的物体。
解(d) 15)12(31)-3()12()13(5=?--?=---=P n F
原动件数目应为1
说明：该机构为全移动副机构（楔块机
构），其公共约束数为1，即所有构件均受到不能绕垂直于图面轴线转动的约束。
解(e) 3032332345=-?-?=--=P P n F
原动件数目应为3
说明：该机构为机械手机构，机械手头部装有弹簧夹手，以便夹取物体。三个构件分别
由三个独立的电动机驱动，以满足弹簧夹手的位姿要求。弹簧夹手与构件3在机构运动时无相对运动，故应为同一构件。
3-10 找出图3-42所示机构在图示位置时的所有瞬心。若已知构件1的角速度1ω，试求图中
机构所示位置时构件3的速度或角速度（用表达式表示）。
解(a) 14131133P P P l v v ω==（←） 解(b) 14131133P P P l v v ω==（↓）
解(c) ∵ 341331413113P P P P P l l v ωω==（↑） 解(d) 14131133P P P l v v ω==（↑）
∴ 134
1314
133ωωP P P P l l =
（ ）
第六章部分题解参考
6-9 试根据图6-52中注明的尺寸判断各铰链四杆机构的类型。
习题6-9图
解 (a) ∵ 15040110min max =+=+l l ＜1607090=+=∑其余l
最短杆为机架
∴ 该机构为双曲柄机构
(b) ∵ 65145120min max =+=+l l ＜17070001=+=∑其余l
最短杆邻边为机架
∴ 该机构为曲柄摇杆机构
(c) ∵ 05150100min max =+=+l l ＞3010670=+=∑其余l
∴ 该机构为双摇杆机构
(d) ∵ 15050100min max =+=+l l ＜6017090=+=∑其余l
最短杆对边为机架 ∴ 该机构为双摇杆机构
6-10 在图6-53所示的四杆机构中，若17=a ，8=c ，21=d 。则b 在什
么范围内时机构有曲柄存在？它是哪个构件？
解 分析：⑴根据曲柄存在条件②，若存在曲柄，则b 不能小于c ；若b =c ，则不满足曲柄存
在条件①。所以b 一定大于c 。
⑵若b ＞c ，则四杆中c 为最短杆，若有曲柄，则一定是D C 杆。 b ＞d ： c b l l +=+min max ≤d a l +=∑其余
∴ b ≤3082117=-+=-+c d a b ＜d ： c d l l +=+min max ≤b a l +=∑其余
∴ b ≥1217821=-+=-+a c d
结论：12≤b ≤30时机构有曲柄存在，D C 杆为曲柄
6-13 设计一脚踏轧棉机的曲柄摇杆机构。AD 在铅垂线上，要求踏板CD 在水平位置上下各
摆动10°，且CD l =500mm ，AD l =1000mm 。试用图解法求曲柄AB 和连杆BC 的长度。
解 mm 78m 078.08.701.0==?==AB l l AB μ
mm 1115m 115.15.11101.0==?==BC l l BC μ
6-14 设计一曲柄摇杆机构。已知摇杆长度mm 1004=l ，摆角045=ψ，行程速比系数25.1=K 。
试根据min γ≥o 40的条件确定其余三杆的尺寸。 解 ?=+-??=+-?
=201
25.11
25.118011180K K θ
mm 28m 028.05.14002.0==?==AB l l AB μ
mm 146.6m 1466.03.73002.0==?==BC l l BC μ ?=42.32min γ
不满足min γ≥o 40传力条件，重新设计
mm 8.33m 0338.09.16002.0==?==AB l l AB μ mm 6.081m 1086.03.54002.0==?==BC l l BC μ ?=16.40min γ
满足min γ≥o 40传力条件
6-15 设计一导杆机构。已知机架长度mm 1001=l ，行程速比系数4.1=K ，试用图解法求曲柄的长度。 解 ?=+-??=+-?
=301
4.11
4.118011180K K θ
mm 8825m 02588.094.12002.01.AB l l AB ==?==μ
6-16 设计一曲柄滑块机构。已知滑块的行程mm 50=s ，偏距mm 10=e 。行程速比系数4.1=K 。试用作图法求出曲柄和连杆的长度。 解 ?=+-??=+-?
=301
4.11
4.118011180K K θ
mm 62.23m 02362.062.23001.02==?==AB l l AB μ
mm 47.39m 03947.047.39001.022==?==C B l l BC μ
第七章部分题解参考
7-10 在图7-31所示运动规律线图中，各段运动规律未表示完全，请
根据给定部分补足其余部分（位移线图要求准确画出，速度和加速度线图可用示意图表示）。
解
7-11 一滚子对心移动从动件盘形凸轮机构，凸轮为一偏心轮，其半径mm R 30=，偏心距
mm e 15=，滚子半径mm r k 10=，凸轮顺时针转动，角速度ω为常数。试求：⑴画出凸轮
机构的运动简图。⑵作出凸轮的理论廓线、基圆以及从动件位移曲线?~s 图。
解
7-12 按图7-32所示位移曲线，设计尖端移动从动件盘形凸轮的廓线。并分析最大压力角发
生在何处（提示：从压力角公式来分析）。
解 由压力角计算公式：ω
α)(tan 2
s r v b +=
∵ 2v 、b r 、ω均为常数 ∴ 0=s → max αα=
即 ?=0?、?=300?，此两位置压力角α最大
7-13 设计一滚子对心移动从动件盘形凸轮机构。已知凸轮基圆半径mm r b 40=，滚子半径
mm r k 10=；凸轮逆时针等速回转，从动件在推程中按余弦加速度规律运动，回程中按
等加-等减速规律运动，从动件行程mm h 32=；凸轮在一个循环中的转角为：
?='?=?=?=6012030150s
h s t ????，，，，试绘制从动件位移线图和凸轮的廓线。 解
7-14 将7-13题改为滚子偏置移动从动件。偏距mm
=,试绘制其凸轮的廓线。
e20
解
7-15 如图7-33所示凸轮机构。试用作图法在图上标出凸轮与滚子从动件从C点接触到D点接触时凸轮的转角
?，并标出在D点接触时从动件的压力角Dα和位移D s。
CD
解
第八章部分题解参考
8-23 有一对齿轮传动，m=6 mm，z1=20，z2=80，b=40 mm。为了缩小中心距，要改用m=4 mm
的一对齿轮来代替它。设载荷系数K 、齿数z 1、z 2及材料均不变。试问为了保持原有接触疲劳强度，应取多大的齿宽b ？
解 由接触疲劳强度：
bu
u KT a
Z Z Z H E H 3
1)1(500+=ε
σ≤][H σ
∵ 载荷系数K 、齿数z 1、z 2及材料均不变 ∴ b a b a ''=
即 904
64022
22=?='='m bm b mm
8-25 一标准渐开线直齿圆柱齿轮，测得齿轮顶圆直径d a =208mm ，齿根圆直径d f =172mm ，齿
数z =24，试求该齿轮的模数m 和齿顶高系数*a h 。
解 ∵ m h z d a
a )2(*
+= ∴ *2a a h z d m +=
若取 0.1*
=a h 则 812242082*
=?+=+=a
a h z d m mm 若取 8.0*
=a
h 则 125.88
.0224208
2*
=?+=+=a a h z d m mm （非标，舍） 答：该齿轮的模数m =8 mm ，齿顶高系数0.1*
=a
h 。
8-26 一对正确安装的渐开线标准直齿圆柱齿轮（正常齿制）。已知模数m =4 mm ，齿数z 1=25，
z 2=125。求传动比i ，中心距a 。并用作图法求实际啮合线长和重合度ε。 解 525/125/12===z z i
mm
5084)0.12125()2( mm 1084)0.1225()2(mm 5001254 mm 100254mm 300)12525(2
4
)(2*
22*11221121=??+=+==??+=+==?===?===+=+=
m h z d m h z d mz d mz d z z m a a a a a
745
.120cos 414.36.20cos mm
20.6m 0206.03.10002.0212121=?
?=====?=απεm B B p B B B B b
8-30 一闭式单级直齿圆柱齿轮减速器。小齿轮1的材料为Cr 40，调质处理，齿面硬度HBS 250；
大齿轮2的材料为45钢，调质处理，齿面硬度HBS 220。电机驱动，传递功率kW 10=P ，
min /r 9601=n ，单向转动，载荷平稳，工作寿命为5年（每年工作300天，单班制工作）
。
齿轮的基本参数为：mm 60,mm 65,75,25,mm 32121=====b b Z Z m 。试验算齿轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度。 解 ①几何参数计算：
r/min
32075/96025/325/75/71
.1)]20tan 75.23(tan 75)20tan 53.29(tan 25[21 )]
tan (tan )tan (tan [21mm 150)7525(23
)(275.23)231/20cos 225(cos )/cos (cos mm
2313)0.1275()2(mm
22575353.29)81/20cos 75(cos )/cos (cos mm
813)0.1225()2(mm
7525321121222112112212*222211111*
1111=?======?-??+?-??='-+'-==+?=+=
?=?===??+=+==?==?=?===??+=+==?==----z n z n z z u z z z z m a d d αm h z d mz d d d αm h z d mz d a a a a a a a a a a π
ααααπεαα
②载荷计算：
P152 表8-5： 0.1=A K
m/s 77.360000
960
7560000
1
1=??=
=
ππn d v
P153 表8-6： 齿轮传动精度为9级，但常用为6～8级，故取齿轮传动精度为8级 P152 图8-21：18.1=v K
8.075
6012===
d b d φ P154 图8-24：07.1=βK （软齿面，对称布置） P154 图8-25：25.1=αK
Nm 48.99960
1095509550
58.125.107.118.10.111=?===???==n P T K K K K K v A αβ
③许用应力计算：
8
22811103.2)83005(132********.6)83005(19606060?=?????==?=?????==h h L n N L n N γγ
P164 图8-34：88.01=N Y ，92.02=N Y
P165 图8-35：98.01=N Z ，94.02=N Z
P164 表8-8： 25.1min =F S ，0.1min =H S （失效概率≤1/100） P162 图8-32(c)：MPa 2201lim =F σ，MPa 2702lim =F σ P163 图8-33(c)：MPa 5501lim =H σ，MPa 6202lim =H σ
0.2=ST Y P162 式8-27：MPa 76.30988.025
.12
220][1min
1lim 1=??=
=
N F ST F F Y S Y σσ MPa 44.39792.025
.12
270][2min
2lim 2=??==
N F ST F F Y S Y σσ P162 式8-28：MPa 53998.01
550
][1min
1lim 1=?=
=
N H H H Z S σσ
MPa 8.58294.01
620
][2min
2lim 2=?=
=
N H
H H Z
S σσ ]{[][1H H σσ=，MPa 8.582]}[min 2=H σ
④验算齿轮的接触疲劳强度：
P160 表8-7： MPa 8.189=E Z P161 图8-31：5.2=H Z
P160 式8-26：87.0371
.143
4=-=-=ε
εZ P160 式8-25：u
b u KT a
Z Z Z H E H
23
1)1(500+=ε
σ
MPa 4603
60)13(48.9958.150015087.05.28.189 3=?+?????=
H σ＜][H σ 齿面接触疲劳强度足够
⑤验算齿轮的弯曲疲劳强度：
P157 图8-28：64.21=Fa Y ，26.22=Fa Y P158 图8-29：6.11=Sa Y ，78.12=Sa Y
P158 式8-23：69.071.175
.025.075
.025.0=+
=+
=εεY
P158 式8-22：MPa 65.6269.06.164.23
657548
.9958.120002*********=???????==εσY Y Y m b d KT Sa Fa F
MPa 63.6469.078.126.23
607548
.9958.120002*********=???????==
εσY Y Y m b d KT Sa Fa F 1F σ＜][1F σ 齿轮1齿根弯曲疲劳强度足够
2F σ＜][2F σ 齿轮2齿根弯曲疲劳强度足够
第十章部分题解参考
10-4 在图10-23所示的轮系中，已知各轮齿数，3'为单头右旋蜗杆，求传动比15i 。 解 9030
120306030431543432154325115-=????-=-=-==
''''z z z z z z z z z z z z z z n n i
10-6 图10-25所示轮系中，所有齿轮的模数相等，且均为标准齿轮，若n 1=200r/min ，
n 3=50r/min 。求齿数2'z 及杆4的转速n 4。当1）n 1、n 3同向时；2）n 1、n 3反向时。
解 ∵
)(2
)(22321'-=+z z m
z z m ∴
202515602132=--=--='z z z z
∵ 520
1560
25213243414
13-=??-=-=--=
'z z z z n n n n i ∴ 6/)5(314n n n +=
设 1n 为“＋”
则 1）n 1、n 3同向时：756/)505200(6/)5(314+=?+=+=n n n r /min （n 4与n 1同向）
2）n 1、n 3反向时：33.86/)505200(6/)5(314-=?-=+=n n n r /min （n 4与n 1反向）
10-8 图10-27所示为卷扬机的减速器，各轮齿数在图中示出。求传动比17i 。 解 1-2-3-4-7周转轮系，5-6-7定轴轮系
∵ 21169
21247852314274717
14-
=??-=-=--=
z z z z n n n n i 3
131878577557-=-=-==
z z n n i 54n n =
∴ 92.4363
27677117===
n n i （n 1与n 7同向） 10-9 图10-28所示轮系，各轮齿数如图所示。求传动比
14i 。
解 ∵ 518
90
133113-=-=-=--=
z z n n n n i H H H
5855
3687903324323443=
??==--=
'z z z z n n n n i H H H
03=n
∴ 61
1==
H
H n n i 58
3
44=
=H H n n i 1163
586414114=?===
H H i i n n i （n 1与n 4同向） 10-11 图10-30示减速器中，已知蜗杆1和5的头数均为1（右旋），1z '=101，2z =99，42z z ='，
4z '=100，5z '=100，求传动比H i 1。
解 1-2定轴轮系，1'-5'-5-4定轴轮系，2'-3-4-H 周转
轮系
∵ 99199122112====
z z n n i →99
12n
n =(↓) 10110000110110010051454141=
??===
'''''''z z z z n n i →10000
1011
4n n ='(↑) 124
4242-==--=
'
''z z n n n n i H H H →)(2142n n n H +='
∴ 1980000
)1000010199(
21)(21
1
1142n n n n n n H =
-=+=' 19800001
1==
H
H n n i
螺纹连接习题解答
11—1 一牵曳钩用2个M10的普通螺钉固定于机体上，如图所示。已知接合面间的摩擦系数f=0.15，螺栓材料为Q235、强度级别为4.6级，装配时控制预紧力，试求螺栓组连接允许的最大牵引力。
解题分析：本题是螺栓组受横向载荷作用的典型
例子．它是靠普通螺栓拧紧后在接合面间产生的摩擦力
来传递横向外载荷F
R
。解题时，要先求出螺栓组所受的
预紧力，然后，以连接的接合面不滑移作为计算准则，
根据接合面的静力平衡条件反推出外载荷F
R
。
解题要点：
（1）求预紧力F′：
由螺栓强度级别4.6级知σS =240MPa，查教材表11—5（a），取S=1.35，则许用拉应力：[σ]= σS /S =240/1.35 MPa=178 MPa ，查（GB196—86）M10螺纹小径d1=8.376mm
由教材式（11—13）： 1.3F′/（πd 2
1/4）≤[σ] MPa 得：
F′=[σ]πd2
1
/（4×1.3）=178 ×π×8.3762/5.2 N =7535 N
（2）求牵引力F
R
：
由式（11—25）得F
R =F′fzm/K
f
=7535×0.15×2×1/1.2N=1883.8 N （取K
f
=1.2）
11—2 一刚性凸缘联轴器用6个M10的铰制孔用螺栓（螺栓 GB27—88）连接，结构尺寸如图所示。两半联轴器材料为HT200，螺栓材料为Q235、性能等级5.6级。试求：（1）该螺栓组连接允许传递的最大转矩T max。（2）若传递的最大转矩T max不变，改用普通螺栓连接，试计算螺栓直径，并确定其公称长度，写出螺栓标记。（设两半联轴器间的摩擦系数f=0.16，可靠性系数K
f
=1.2）。
解题要点：
（1）计算螺栓组连接允许传递的最大转矩T
max
：
该铰制孔用精制螺栓连接所能传递转矩大小受螺
栓剪切强度和配合面
挤压强度的制约。因此，可先按螺栓剪
切强度来计算T
max
，然后较核配合面挤
压强度。也可按螺栓剪切强度和配合面挤压强度分别求
出T
max
，取其值小者。本解按第一种方法计算
1）确定铰制孔用螺栓许用应力
由螺栓材料Q235、性能等级 5.6级知：
=
σb500MPa、=
σs300MPa 被连接件材料HT200
=
σb200MPa 。
（a）确定许用剪应力
查表11—6，螺栓材料为Q235受剪切时Sτ=2.5，则
螺栓材料 [τ]=S
sτ
σ/=300/2.5MPa=120MPa
（b ）确定许用挤压应力
查表11—6，螺栓材料为Q235受挤压S p 1=1.25
螺栓材料[σ1p ]=S s /σ=300/1.25MPa=240Mpa 被连接件材料为HT200（σb =200MPa ）受挤压时
S p 2=2～2.5被连接件材料 ==
S b p /][2σσ
200/（2～2.5）MPa=80～100MPa
∵ [σ1p ]＞[σ2p ] ∴ 取[σp ]=[σ2p ]=80MPa 2）按剪切强度计算T max
由式（11—23）知 τ=2T/（ZDm πd
2
0/4）≤[τ ]
（查GB27—88得M10的铰制孔用螺栓光杆直径d 0=11mm ）
故 ==4/][32
0max τπ
d T Dm 3×340×1×π×112
×120/4N ·mm=11632060.96 N ?mm
3）校核螺栓与孔壁配合面间的挤压强度 从式（11—22）)/(0h d F s p
=σ可得
式中，h min 为配合面最小接触高度，根据题11—2图结构h=h min =（60－35 ）mm=25mm ；
故该螺栓组连接允许传递的最大转矩
T max =11632060.96N ·mm
（2）改为普通螺栓连接，计算螺栓小径d 1 ： （a ） 计算螺栓所需的预紧力F ‘
按接合面见不发生相对滑移的条件，则有 (Z=6 m=1)
∴
N
N fD
T K F f 86.85529340
16.0396.116320602.13max =???==
' （b ）计算螺栓小径d 1
设螺栓直径d ≥30mm ，查表11-5（a ）得S=2～1.3
则 [σ]=σs /S=300/（2～1.3）MPa=150～230.77MPa 取[σ]=150MPa
]
[62min
0max
p p h Dd T σσ≤=满足挤压强度。
,80][47.4125
11340696
.116320262min 0max MPa MPa MPa h Dd T p p =<=????==σσD
T K m zfF f /2max '
≥
150
86
.855293.14][3.141
???=
'
?≥
πσπF d mm=30.721mm
查GB196—81，取M36螺栓（d 1=31.670mm ﹥30.721mm ）
（c ）确定普通螺栓公称长度l （l=2b+m+s+（0.2～0.3d ）
根据题11－2结构图可知，半联轴器凸缘（螺栓连接处）厚度b ＝35mm 查GB6170—86，得：螺母GB6170—86 M36，螺母高度m max =31mm 查GB93—87，得：弹簧垫圈36 GB93—87，弹簧垫圈厚度s=9mm
则 I=2×35+31+9+（0.2～0.2）×36 mm =117.2～120.8 mm ，取l=120 mm （按GB5782—86 l 系列10进位）
故螺栓标记：GB5782—86 M36×120
11—3 一钢结构托架由两块边板和一块承重板焊成的，两块边板各用四个螺栓与立柱相连接，其结构尺寸如图所示。托架所受的最大载荷为20 kN ，载荷有较大的 变动。试问：
（1）此螺栓连接采用普通螺栓连接还是铰制孔用螺栓连接为宜？
（2）如采用铰制孔用螺栓连接，螺栓的直径应为多大？ 解题要点：
（1） 采用铰制孔用螺栓连接较为合
宜。因为如用普通
螺栓连接，为了防止边板下滑，就需在拧紧螺母时施加相当大的预紧力，以保证接合面间有足够大的摩擦力。这样就要 增大连接的结构尺寸。
（2）确定螺栓直径
（a ）螺栓组受力分析：
由题解11—3图可见，载荷作用在总体结构的对称平面内，因此每一边（块）钢板所受载荷：
P=20/2 kN=10000
将载荷P 向螺栓组连接的接合面形心简化，则得 横向载荷（向下滑移）： P=10000 N
旋转力矩（绕中心O ）T=10000×300 N ·mm=3000000 N ?mm （b ）计算受力最大螺栓的横向载荷Fs ：
在横向载荷P 作用下各螺栓受的横向载荷Fsp 大小相等，方向同P ，即 Fsp1 = Fsp2 = Fsp3 = Fsp4 = P/4 = 10000/4 N = 2500 N
在旋转力矩T 作用下,各螺栓受的横向载荷F ST 大小亦相等。这是因为各螺栓中心至形心O 点距离相等，方向各垂直于螺栓中心与形心O 点的连心线。
由图可见，螺栓中心至形心O 点距离为
r =
75752
2 mm=106.1 mm
故 F ST 1=F ST 2=F ST 3 =F ST 4 =T/（4r ）
=3000000/（4×106.1）N= 7071 N
各螺栓上所受横向载荷F SP 和F ST 的方向如图所示。由图中可以看出螺栓1和螺栓2所受的两个力间夹角α最小（α=45°），故螺栓1和螺栓2所受合力最大，根据力的合成原理，所受总的横向载荷F S max 为
F S max = F S 1=F S 2 =α
cos 2
112
12
1F F F
F
ST SP ST SP ++
=
????++45cos 7071250027071250022 N=9014 N
（c ）确定铰制孔用螺栓直径：
选螺栓材料的强度级别4.6级，查教材表11—4得σs =240MPa ，查表11—6得S=2.5 ， [τ]=σs /S=240/2.5 MPa =96 MPa
根据教材式（11—23），得螺栓杆危险剖面直径为
d 0 ≥
])[/(4max τπF S =)96/(90144??π mm
= 10.934 mm
由手册按GB27—88查得，当螺纹公称直径为10 mm 时，螺杆光杆部分直径d 0=11 mm ，符合强度要求，故选M10（GB27—88）的铰制孔用螺栓。
11—4 一方形盖板用四个螺栓与箱体连接，其结构尺寸如图所示。盖板中心O 点的吊环