如圖所示，已知z₁=28，z₂=70，z₃=126，法向壓力角α_n=20o，法面模數(shù)m_n=4mm，中心距a₁₂=200mm，a₂₃=400mm，主動齒輪1的轉(zhuǎn)向和旋向見圖，其輸入功率P=10kW，轉(zhuǎn)速n₁=1000r/min，摩擦不計(jì)。
（1）求出各軸所受的轉(zhuǎn)矩； 
（2）試計(jì)算中間軸II上齒輪的受力大小，并標(biāo)出其方向。 

下圖所示為：一支架與機(jī)座用4個(gè)普通螺栓連接，所受的外載荷分別為橫向載荷F_Σ=5000N,軸向載荷G=16000N,已知螺栓的相對剛度C_b/(C_b+C_m)=0.25,接合面的摩擦系數(shù)f=0.15，防滑系數(shù)K_s=1.2,螺栓材料的性能級別為8.8級，安全系數(shù)S=2，
試計(jì)算： 
1）螺栓所受的殘余預(yù)緊力F₁、預(yù)緊力F₀和總軸向力F₂  
2）該螺栓的小徑d₁（提示：先根據(jù)保證接合面無相對橫向錯(cuò)動的條件，由橫向載荷F 求出殘余預(yù)緊力F1）

圖示的螺栓連接中，采用兩個(gè)M20的普通螺栓，其許用拉應(yīng)力[σ]=160MPa，連接件接合面間摩擦系數(shù)f=0.20，防滑系數(shù)K_s=1.2，試計(jì)算該連接允許傳遞的靜載荷F=?（M20的螺栓d₁=17.294mm

圖示為二級斜齒圓柱齒輪減速器示意圖，已知高速級z₁=44，z₂=94，m_nI=2.5mm；低速級z₃=43，z₄=95，m_nII=3.5mm，β_II=9.7°，輸出軸功率P_III=28.4KW，輸出軸轉(zhuǎn)速n_III=309r/min。若不計(jì)各種摩擦和嚙合損耗，試求： 
1）在圖上畫出高速級大齒輪的旋向，以使中間軸II上所受軸向合力較??；
2）高速級斜齒輪的螺旋角β_I為多少時(shí)，中間軸II上所受軸向力互相抵消？
3）各軸轉(zhuǎn)向及所受扭矩； 
4）標(biāo)出所有齒輪在各自嚙合點(diǎn)處所受各分力(12個(gè))的方向，并計(jì)算其大小

在某普通V帶傳動中，帶傳遞的功率P＝9KW，帶速V＝6m/s，大、小帶輪直徑d_d2=200mm、d_d1=100mm，V帶的截面積A=80mm²，帶高h(yuǎn)=8mm，彈性模量E=200MPa，單位長度的質(zhì)量q=0.15kg/m，測得帶所受的緊邊拉力是松邊拉力的2.5倍（即F₁＝2.5F₂） 。試求： 
1）帶上承受的有效拉力F_e、緊邊拉力F₁和松邊拉力F₂； 
2）帶上承受的拉應(yīng)力、彎曲應(yīng)力、離心應(yīng)力及最大應(yīng)力σ_max。

下圖所示為兩根鋼梁用8個(gè)性能等級為4.6級的普通螺栓與兩塊鋼蓋板相連接，使用的螺栓為M12(d₁=10.10mm) ，摩擦系數(shù)f =0.2，防滑系數(shù)K_s=1.2，安全系數(shù)S取1.5。試求：鋼梁能承受的最大橫向拉力F_Σ。

已知：某機(jī)械零件的彎曲疲勞極限的綜合影響系數(shù)K_σ=1.79，所受的最大工作應(yīng)力為σ_max=199Mpa，最小工作應(yīng)力為σ_min=119Mpa；制成該零件的材料的機(jī)械性能為σ_s=359Mpa，σ_-1=298Mpa，材料常數(shù)φ_σ=19.0，試： 
1）繪制該零件的極限應(yīng)力線圖； 
2）若應(yīng)力變化規(guī)律r=C，則求出該零件的計(jì)算安全系數(shù)S_ca。

如圖圖示為由兩對斜齒圓柱齒輪組成的二級減速裝置。高速軸I傳遞的功率P=9kW，轉(zhuǎn)速n₁=900r/min（n₁的轉(zhuǎn)向見圖）；高速級齒輪的模數(shù)m_nI=3mm，齒數(shù)Z₁=21，Z₂=50，螺旋角β_I=16°；低速級齒輪的模數(shù)m_nII=4mm ，齒數(shù)Z₃=19，Z₄=48。若不計(jì)各種損耗，高速級小齒輪1的螺旋線方向見圖，并使中間軸II上軸向力的合力為零。試： 
1）在圖上畫出低速級齒輪3、4的螺旋線方向； 
2）畫出低速級齒輪3、4在嚙合點(diǎn)處所受圓周力、徑向力和軸向力的方向； 
3）計(jì)算齒輪3的螺旋角β_II的大小？ 
4）計(jì)算高速級齒輪1、2所受圓周力、徑向力和軸向力的大小。

如圖所示的鉸制孔用螺栓組連接，試計(jì)算出受力最大的螺栓所受力的大??；若改為受拉的普通螺栓（已知板間摩擦系數(shù)f=0.2，防滑系數(shù)K_s=1.1）連接，則螺栓受預(yù)緊拉力是多少？