下圖所示汽缸蓋由Z=10螺栓連接，其內(nèi)徑D₁=120mm，汽缸內(nèi)的工作壓力p=5MPa，螺栓的剛度與被連接件剛度關(guān)系4C_b=C_m，要求工作時(shí)單個(gè)螺栓的殘余預(yù)緊力F₁等于其工作載荷F，試計(jì)算每個(gè)螺栓的預(yù)緊力F_o和總載荷F₂.

示直齒圓錐齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)，已知：Z₂=60，Z₁= Z₃=30，m=4mm，ϕ_R=0.3，主動(dòng)輪I轉(zhuǎn)速n₁=100r/min，功率P₁=2KW，不計(jì)摩擦，
試求： 
1）各軸所受扭矩
2）齒輪Z₂的受力大小及標(biāo)出其方向

已知某材料的力學(xué)性能為：σ_-1＝350MPa，m＝9，N₀＝5×10⁶，現(xiàn)對(duì)用此材料制成的試件進(jìn)行對(duì)稱循環(huán)疲勞試驗(yàn)，依次加載對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力：σ₁＝550MPa，循環(huán)次數(shù)n₁＝5×10⁴；σ₂＝450MPa，循環(huán)次數(shù)n₂＝2×10⁵。試： 
1）計(jì)算該試件在此條件下的安全系數(shù)； 
2）如再以σ₃=400 MPa作用于該試件，求：發(fā)生疲勞破壞時(shí)，σ₃的循環(huán)次數(shù)n₃

如圖所示齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)中，z₁、z₂為圓錐直齒輪，z₃、z₄為斜齒圓柱齒輪。已知n₁=100r/min（其轉(zhuǎn)向見下圖），z₁=30，z₂=60，P₁=2kW，F(xiàn)_a=2472N，斜齒圓柱齒輪z₃=20，m_nII=4mm。若不計(jì)各種損耗，并使中間軸II上的軸向力為零。試： 
1）在圖上標(biāo)出各軸的轉(zhuǎn)向； 
2）確定z₃、z₄的旋向，并計(jì)算相應(yīng)的斜齒圓柱齒輪螺旋角β_II的大小； 
3）畫出各齒輪的各分力方向。

圖示三種普通螺栓連接，其中單個(gè)螺栓所能承受的總拉力F2最大為4000N，接合面間的摩擦系數(shù)f=0.3，防滑系數(shù)K_s=1.2，每組螺栓數(shù)目為2個(gè)。若已知工作拉力F與殘余預(yù)緊力F₁的關(guān)系為F₁=1.5F，設(shè)三種螺栓連接的預(yù)緊力相同。分別計(jì)算三種連接方式所能承受的最大外載荷。（已知C_m/（C_m+C_b）=0.7，C_b、C_m分別為螺栓和被連接件的剛度，（B）中的螺栓組承受轉(zhuǎn)矩，螺栓間距200mm）

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(dòng)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(duì)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(jí)別為8.8級(jí)，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(duì)橫向錯(cuò)動(dòng)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