机械设计基础杨晓兰-韦志锋-韩贤武版课后习题答案

第十三章习题册参考答案绪论0-1判断题〔1〕×〔2〕×〔3〕×〔4〕√〔5〕√〔6〕×〔7〕×0-2填空题〔1〕确定的相对〔2〕机械〔3〕零件〔4〕构件0-3选择题〔1〕A〔2〕A〔3〕A〔4〕A〔5〕A一、机构的自由度1-1判断题〔1〕×〔2〕√〔3〕×〔4〕×〔5〕×〔6〕×〔7〕√〔8〕√〔9〕×〔10〕√〔11〕√〔12〕×〔13〕×〔14〕×1-2填空题〔1〕运动副〔2〕独立〔3〕2〔4〕低〔5〕机构自由度〔6〕机架1-3选择题〔1〕A〔2〕A〔3〕A〔4〕A〔5〕A〔6〕A〔7〕A〔8〕A〔9〕A〔10〕A〔11〕A〔12〕A〔13〕A1-4解：a〕F=3n－2pl－ph=3×3－2×4－0=1b〕F=3n－2pl－ph=3×5－2×7－0=1c〕F=3n－2pl－ph=3×3－2×4－0=1d〕F=3n－2pl－ph=3×3－2×4－0=1e〕F=3n－2pl－ph=3×3－2×4－0=1f〕F=3n－2pl－ph=3×3－2×4－0=1g〕F=3n－2pl－ph=3×3－2×4－0=11-5解：a〕F=3n－2pl－ph=3×5－2×7－0=1b〕滚子中心存在局部自由度，F=3n－2pl－ph=3×8－2×11－1=1c〕E处存在复合铰链，F=3n－2pl－ph=3×5－2×6－1=2d〕F=3n－2pl－ph=3×6－2×8－1=1e〕滚子中心存在局部自由度，两移动副处之一为虚约束，三根杆以转动副相连处存在复合铰链F=3n－2pl－ph=3×9－2×12－2=1f〕齿轮、杆和机架以转动副相连处存在复合铰链，F=3n－2pl－ph=3×4－2×4－2=2g〕F=3n－2pl－ph=3×3－2×3－0=3h〕滚子中心存在局部自由度，F=3n－2pl－ph=3×3－2×3－2=1i〕中间三根杆以转动副相连处存在复合铰链，=3n－2pl－ph=3×7－2×10－0=1j〕左边局部全为虚约束，三根杆以转动副相连处存在复合铰链，F=3n－2pl－ph=3×5－2×7－0=11-6解：a〕该构件组合为机构，因为该组合自由度F=3n－2pl－ph=3×4－2×5－1=1>0b〕该构件组合不是机构，因为该组合自由度F=3n－2pl－ph=3×3－2×4－1=0c〕该构件组合不是机构，因为该组合自由度F=3n－2pl－ph=3×4－2×6－0=0d〕该构件组合为机构，因为该组合自由度F=3n－2pl－ph=3×3－2×4－0=1>0二、平面连杆机构2-1判断题〔1〕×〔2〕×〔3〕√〔4〕×〔5〕√〔6〕×〔7〕√〔8〕√〔9〕√〔10〕×〔11〕×〔12〕√〔13〕×〔14〕×〔15〕√〔16〕×〔17〕×〔18〕√〔19〕×〔20〕√〔21〕×〔22〕×〔23〕×〔24〕×〔25〕√2-2填空题〔1〕低〔2〕转动〔3〕3〔4〕连杆，连架杆〔5〕曲柄，摇杆〔6〕最短〔7〕曲柄摇杆〔8〕摇杆，连杆〔9〕2〔10〕＞〔11〕运动不确定〔12〕非工作时间〔13〕惯性〔14〕大〔15〕中的摆动导杆机构有，中的转动导杆机构无〔16〕机架〔17〕曲柄〔18〕曲柄滑块〔19〕双摇杆〔20〕双曲柄机构〔21〕无，有2-3选择题〔1〕A〔2〕C〔3〕B〔4〕A〔5〕B〔6〕B〔7〕A〔8〕C〔9〕A〔10〕A〔11〕A〔12〕C〔13〕C〔14〕A〔15〕A〔16〕A〔17〕A〔18〕A〔19〕A〔20〕A〔21〕A2-4解：a〕双曲柄机构，因为40+110<70+90，满足杆长条件，并以最短杆为机架b〕曲柄摇杆机构，因为30+130<110+120，满足杆长条件，并以最短杆的邻边为机架c〕双摇杆机构，因为50+100>60+70，不满足杆长条件，无论以哪杆为机架都是双摇杆机构d〕双摇杆机构，因为50+120=80+90，满足杆长条件，并以最短杆的对边为机架2-5解：〔1〕由该机构各杆长度可得lAB+lBC＜lCD+lAD，由此可知满足杆长条件，当以AB杆或AB杆的邻边为机架时该机构有曲柄存在〔2〕以lBC或lAD杆成为机架即为曲柄摇杆机构，以lAB杆成为机架即为双曲柄机构，以lCD杆成为机架即为双摇杆机构2-6解：〔1〕曲柄摇杆机构由题意知连架杆CD杆不是最短杆，要为曲柄摇杆机构，连架杆AB杆应为最短杆〔0<lAB≤300mm〕且应满足杆长条件lAB+lBC≤lCD+lAD，由此可得0<lAB≤150mm〔2〕双摇杆机构由题意知机架AD杆不是最短杆的对边，要为双摇杆机构应不满足杆长条件①AB杆为最短杆〔0<lAB≤300mm〕时，lAB+lBC>lCD+lAD，由此可得150mm<lAB≤300mm②AB杆为中间杆〔300mm≤lAB≤500mm〕时，lAD+lBC>lCD+lAB，由此可得300mm≤lAB<450mm③AB杆为最长杆〔500mm≤lAB<1150mm〕时，lAB+lAD>lCD+lBC，由此可得550mm<lAB<1150mm由此可知：150mm<lAB<450mm，550mm<lAB<1150mm〔3〕双曲柄机构要为双曲柄机构，AD杆必须为最短杆且应满足杆长条件①AB杆为中间杆〔300mm≤lAB≤500mm〕时，lAD+lBC≤lCD+lAB，由此可得450mm≤lAB≤500mm②AB杆为最长杆〔500mm≤lAB<1150mm〕时，lAB+lAD≤lCD+lBC，由此可得500mm≤lAB≤550mm由此可知：450mm≤lAB≤550mm2-7解：a〕b〕c〕d〕e〕各机构压力角和传动角如下图，图a)、d〕机构无死点位置，图b)、c〕、e〕机构有死点位置2-8解：用作图法求解，主要步骤：〔1〕计算极位夹角：〔2〕取比例尺μ=0.001m/mm〔3〕根据比例尺和条件定出A、D、C三点，如下图〔4〕连接AC，以AC为边作角的另一角边线，与以D为圆心、摇杆DC为半径的圆弧相交于C1和C2点，连接DC1和DC2得摇杆的另一极限位置〔两个〕〔5〕从图中量得AC=71mm，AC1=26mm，AC2=170mm〔6〕当摇杆的另一极限位置位于DC1时：，〔7〕当摇杆的另一极限位置位于DC1时：，答：曲柄和连杆的长度分别为22.5mm、48.5mm和49.5mm、120.5mm。2-9解：用作图法求解，主要步骤：〔1〕计算极位夹角：〔2〕取比例尺μ=0.001m/mm〔3〕根据比例尺和条件定出滑块的两极限位置C1、C2两点，如下图〔4〕连接C1C2，以C1C2为直角边作直角三角形C1C2P，使∠C1C2P=90°－θ=73.6°〔5〕以C2P为直径作圆O〔6〕将C1C2偏移e值，与圆O交于A点，连接AC1和AC2，〔7〕从图中量得AC1=34mm，AC2=82mm，那么：，答：曲柄和连杆的长度分别为24mm和58mm。2-10解：用作图法求解，主要步骤：〔1〕计算极位夹角：〔2〕取比例尺μ=0.002m/mm〔3〕根据比例尺和条件定出机架AC，如下图〔4〕根据摇杆的摆角等于极为夹角作出摇杆的两极限位置〔5〕过A点作摇杆两极限位置的垂线，得垂足点B1、B2〔6〕从图中量得AB1=23mm，那么答：曲柄的长度为26mm。2-11解：用作图法求解，主要步骤：〔1〕计算极位夹角：〔2〕取比例尺μ=0.001m/mm〔3〕根据比例尺和条件定出D、C1、C2三点，如下图〔4〕过D点作C1D的垂线，并与C1C2的连线交于A点〔5〕从图中量得AD=220mm，AC1=234mm，AC2=180mm，那么：，，答：曲柄的长度为27mm，连杆的长度为207mm，机架的长度为220mm。三、凸轮机构3-1判断题〔1〕√〔2〕×〔3〕√〔4〕×〔5〕×〔6〕×〔7〕×〔8〕×〔9〕√〔10〕√〔11〕√〔12〕√〔13〕√〔14〕√〔15〕×〔16〕√〔17〕√〔18〕√〔19〕×3-2填空题〔1〕使用〔2〕盘形〔3〕凸轮轮廓〔4〕变曲率〔5〕行程〔6〕行程〔7〕轮廓〔8〕凸轮的转角，从动件的位移〔9〕最小〔10〕法线〔11〕大〔12〕等速〔13〕小〔14〕许用压力角〔15〕低〔16〕大〔17〕大〔18〕内凹〔19〕抛物线〔20〕刚性3-3选择题〔1〕B〔2〕A〔3〕A〔4〕A〔5〕A〔6〕C〔7〕A〔8〕A〔9〕A〔10〕A〔11〕A〔12〕A〔13〕A〔14〕A〔15〕A〔16〕A〔17〕B〔18〕A〔19〕A〔20〕C〔21〕D〔22〕A〔23〕B〔24〕D〔25〕B〔26〕B〔27〕C3-4解：〔1〕凸轮的基圆和基圆半径的标注如下图〔2〕从动件的位移线图s-t和升程h的标注如下图3-5解：凸轮的位移线图如下图。3-6解：〔1〕凸轮的位移线图如下图〔2〕凸轮的位移线图如下图3-7解：所设计对心直动尖顶从动件盘形凸轮机构如下图3-8解：所设计偏置直动滚子从动件盘形凸轮机构如下图3-9解：各凸轮机构中b、c点的压力角如下图四、间歇运动机构4-1判断题〔1〕√〔2〕√〔3〕×〔4〕√〔5〕√〔6〕×〔7〕×〔8〕×4-2填空题〔1〕周期性〔2〕棘轮〔3〕内〔4〕2〔5〕锯4-3选择题〔1〕A〔2〕A〔3〕A〔4〕A〔5〕A〔6〕A〔7〕A〔8〕A〔9〕A〔10〕A〔11〕A五、联接5-1判断题〔1〕×〔2〕√〔3〕√〔4〕×〔5〕√〔6〕√〔7〕×〔8〕×〔9〕×〔10〕×〔11〕×〔12〕√〔13〕×〔14〕×〔15〕×〔16〕×〔17〕√〔18〕×〔19〕×〔20〕√5-2填空题〔1〕牙型〔2〕大〔3〕越高〔4〕自锁性〔5〕4〔6〕螺钉〔7〕拧紧力矩〔8〕防松〔9〕一致〔10〕摩擦〔11〕直线〔12〕梯形〔13〕传力，传导，调整〔14〕右〔15〕轴和毂，挤压〔16〕轴的直径，轴头〔17〕A，B，C，C〔18〕增加键的长度〔19〕B〔20〕805-3选择题〔1〕B〔2〕A〔3〕A〔4〕C〔5〕D〔6〕C〔7〕B〔8〕A〔9〕A〔10〕D〔11〕B〔12〕A〔13〕B〔14〕B〔15〕C〔16〕A〔17〕B〔18〕A〔19〕A〔20〕B〔21〕A〔22〕B〔23〕A〔24〕B〔25〕C〔26〕B〔27〕D〔28〕B〔29〕C〔30〕A〔31〕A〔32〕A〔33〕A〔34〕D〔35〕A〔36〕A〔37〕A〔38〕A〔39〕A〔40〕A〔41〕A〔42〕B〔43〕A〔44〕D〔45〕A5-4解：该螺栓连接为松螺栓连接，其强度条件为：拉杆材料为Q235，其，取平安系数S=1.7，那么：那么：查教材表5-2可知，选小径d1=17.294mm，公称直径d=20mm的粗牙普通螺纹。答：拉杆螺纹的直径为M20。5-5解：该螺栓连接为受横向工作载荷的紧螺栓连接，其强度条件为：，查教材表5-2可知，M16的螺栓的小径d1=13.835mm。取C=1.2，那么：答：该螺栓组能承受的横向载荷应不大于18.49kN。5-6解：该螺栓连接为受轴向工作载荷的紧螺栓连接，其强度条件为：各螺栓所受轴向工作载荷各螺栓所受剩余预紧力FR=0.6FE，各螺栓所受总轴向拉力Fa=FE+FR=1.6FE=1.6×5500=8800N拉杆材料为Q235，其，取平安系数S=1.5，那么：那么：查教材表5-2可知，选小径d1=10.106mm，公称直径d=12mm的粗牙普通螺纹。答：所求螺栓直径为M12。5-7解：该螺栓连接为受横向工作载荷的紧螺栓连接，其强度条件为：材料为35钢，其，取平安系数S=1.5，那么：查教材表5-2可知，M16的螺栓的小径d1=13.835mm。那么：，答：允许承受的最大载荷不大于24.27kN。5-8*解：〔1〕确定螺杆的直径该螺栓连接为受轴向工作载荷的紧螺栓连接，其强度条件为：Fa=W=20kN材料为45钢，其，该连接不需严格控制预紧力，取平安系数S=4，那么：查教材表5-2可知，选小径d1=20.752mm，公称直径d=24mm的粗牙普通螺纹。〔2〕确定扳手手柄的最小长度查教材表5-2可知公称直径d=24mm粗牙普通螺纹中径d2=22.051mm，那么：，取L=1103mm答：〔1〕螺杆直径为M24。〔2〕扳手手柄的最小长度为1103mm。5-9解：〔1〕校核螺栓的剪切和挤压强度该螺栓连接为受横向工作载荷的铰制孔螺栓连接：剪切强度条件为：；挤压强度条件为：查教材表5-3可知：8.8级的螺栓的σbp=800Mpa；σs=640Mpa；查教材表5-4可知：sτ=2.5，sp=2.5那么：；；答：所用螺栓满足剪切和挤压强度要求〔2〕平键的选择及强度校核选A型平键，根据轴径和轴头长度，从设计手册中查得键的尺寸b=16mm，h=10mm，L=70mm。键的标记为：键16×70GB/T1096—2003。答：所选择的键不满足强度要求。5-10解：该螺栓连接为受横向工作载荷的普通螺栓连接，其强度条件为：8.8级的螺栓的，取平安系数S=1.5，那么：取C=1.2，那么：那么：查教材表5-2可知，可选小径d1=8.376mm，公称直径d=10mm的粗牙普通螺纹。答：螺栓直径为M10。5-11*解：该螺栓连接为受横向工作载荷的紧螺栓连接，其强度条件为：受力分析如下图将外载荷P向螺栓组中心简化得螺栓组所受的转矩T和横向载荷P横向载荷P=10000N；转矩T=10000300=3000000N·mm，方向如下图由于横向载荷作用每个螺栓受到的横向力由于转矩作用每个螺栓受到的横向力由图可知，螺栓1、2所受的横向力相等，螺栓3、4所受的横向力相等，且螺栓1、2所受的横向力最大，其值为m=1，取C=1.2，那么：查设计手册可知，可选小径d1=31.67mm，公称直径d=36mm的粗牙普通螺纹。答：该螺栓组螺栓的小径须大于30.54，可选M36的螺栓。5-12*解：〔略〕5-13解：〔1〕确定螺柱直径该螺栓连接为受轴向工作载荷的紧螺栓连接，其强度条件为：每个螺栓平均承受的轴向工作载荷：取剩余预紧力FR=1.6FE，那么各螺栓所受总轴向拉力Fa=FE+FR=2.6FE=2.6×7536=19593.6N5.8级螺栓的，按控制预紧力取平安系数S=1.5，那么：那么：查教材表5-2可知，可选小径d1=13.835mm，公称直径d=16mm的粗牙普通螺纹。〔2〕确定螺柱分布直径取螺柱间距为5d，那么，取D0=200mm答：连接螺栓直径可选M16的粗牙普通螺纹，分布直径为200mm。5-14解：〔1〕平键类型和尺寸选择安装齿轮处的键：选A型平键，根据轴径和轴头长度，从设计手册中查得键的尺寸b=25mm，h=14mm，L=80mm。键的标记为：键25×80GB/T1096—2003。安装联轴器处的键：选A型平键，根据轴径和轴头长度，从设计手册中查得键的尺寸b=20mm，h=12mm，L=100mm。键的标记为：键20×100GB/T1096—2003。〔2〕平键连接强度的校核安装齿轮处平键强度校核：安装联轴器处平键强度校核：所选择的平键满足强度要求答：所选择的平键满足强度要求5-15解：〔1〕平键类型和尺寸选择选A型平键，根据轴径和轴头长度，从设计手册中查得键的尺寸b=22mm，h=14mm，L=100mm。此键的标记为：键22×100GB/T1096—2003。〔2〕传递的最大扭矩查教材表5-7得[σp]=〔100~120〕Mpa，取[σp]=120Mpa答：能传递的最大扭矩不大于2620.8N·m。5-16解：〔1〕平键类型和尺寸选择选A型平键，根据轴径和轴头长度，从设计手册中查得键的尺寸b=25mm，h=14mm，L=90mm。此键的标记为：键25×90GB/T1096—2003。〔2〕平键连接强度的校核所选择的平键满足强度要求答：所选择的平键为键25×90GB/T1096—2003。经验算该键满足强度要求。六、带传动和链传动6-1判断题〔1〕×〔2〕×〔3〕√〔4〕√〔5〕×〔6〕×〔7〕×〔8〕√〔9〕×〔10〕×〔11〕√〔12〕×〔13〕√〔14〕√〔15〕×〔16〕×〔17〕×〔18〕×〔19〕×〔20〕×〔21〕√〔22〕×〔23〕×〔24〕√〔25〕×6-2填空题〔1〕中心角，120°〔2〕两侧，40°〔3〕梯形，7，Y〔4〕初拉力，摩擦系数，小轮包角〔5〕越大〔6〕5~25〔7〕小〔8〕带的基准长度〔9〕平行，对称平面应在同一平面〔10〕小〔11〕传动比〔12〕张紧轮〔13〕摩擦力〔14〕可以〔15〕弹性滑动，打滑〔16〕打滑〔17〕10〔18〕外〔19〕主〔20〕小〔21〕4〔22〕型号〔23〕主〔24〕绳芯〔25〕平均，瞬时〔26〕链轮的多边效应〔27〕不能保持恒定的瞬时传动比；传动平稳性差；工作时有噪音等〔28〕偶，奇〔29〕疲劳破坏，胶合〔30〕外链板与销轴〔31〕制造精度的影响，致使各排链的载荷分布不均〔32〕大，跳齿〔33〕少，冲击，动载荷6-3选择题〔1〕C〔2〕B〔3〕B〔4〕A〔5〕A〔6〕A〔7〕C〔8〕A〔9〕B〔10〕B〔11〕A〔12〕A〔13〕C〔14〕A〔15〕C〔16〕A〔17〕A〔18〕C〔19〕A〔20〕D〔21〕D〔22〕A〔23〕A〔24〕B〔25〕A〔26〕A〔27〕A〔28〕A〔29〕D〔30〕B〔31〕B〔32〕A〔33〕B〔34〕A〔35〕B〔36〕A〔37〕B〔38〕C6-4解：〔1〕小轮包角〔2〕带的几何长度查教材表6-3可知，选带的基准长度Ld=2800mm〔3〕不考虑带传动的弹性滑动时大带轮转速，〔4〕滑动率ε=0.015时大带轮的实际转速，答：1〕小轮包角为165.7°；2〕带的几何长度为2879.6mm，应选带的基准长度2800mm；3〕不考虑带传动的弹性滑动时大带轮转速547.5r/min；4〕大带轮的实际转速539.3r/min。6-5解：〔1〕确定带的基准长度Ld查教材表6-3可知，选带的基准长度Ld=1600mm〔2〕确定实际中心距a取实际中心距a=530mm〔3〕计算所需带的根数z查教材表6-5得P0＝1.60kW；查教材表6-6得ΔP0＝0.168kW；查教材表6-7得Kα=0.974；查教材表6-3，KL=0.99，那么：取z=3根答：1〕带的基准长度Ld=1600mm；2〕实际中心距a=530mm；3〕所需带的根数为3根。6-6解：查教材表6-3可知，选带的基准长度Ld=1600mm取实际中心距a=460mm查教材表6-5得P0＝1.306kW；查教材表6-6得ΔP0＝0.168kW；查教材表6-7得Kα=0.93；查教材表6-3，KL=0.99，查教材表6-8取工作情况系数KA=1.2答：能传递的最大功率为2.26kW。6-7解：〔1〕选择V带型号查教材表6-8取工作情况系数KA=1.1，故：根据Pc和n1，由图6-12选用A型普通Ｖ带。〔2〕确定大小带轮基准直径由〔1〕选择知小带轮基准直径dd1的取值范围为112~140mm，又由教材表6-5知此范围内dd1只有112mm、125mm、140mm三种取值，现选取dd1=125mm。那么：根据教材表6-2选从动轮基准直径dd2=280mm。〔3〕验算带速带速在5~25m/s范围内，带速适宜。〔4〕求V带的基准长度和中心距初定中心距的取值范围，现取初定中心距a0=500mm带的初定长度：查教材表6-3可知，选带的基准长度Ld=1600mm带传动的中心距：取实际中心距a=476mm中心距变动范围为452~500mm〔5〕验算小轮包角α1=161.3°>120°，适宜。〔6〕确定带的根数查教材表6-5得P0＝1.91kW；查教材表6-6得ΔP0＝0.168kW；查教材表6-7得Kα=0.954；查教材表6-3，KL=0.99，那么：取z=5根〔7〕计算单根Ｖ带的预紧力查教材表6-1得q=0.1kg/m，那么：〔8〕计算带轮轴上的压力〔9〕带轮结构设计〔略〕6-8解：〔1〕求链节数由教材表6-9查得链节距p=15.875mm取链节数Lp=132〔2〕求链所能传动的最大功率由教材图6-25查得P0=10kW，查表6-11得KA=1.0，查表6-12得KZ=1.0，单排链取Km=1，那么：答：1〕链节数Lp=132；2〕链所能传动的最大功率P=10kW。6-9解：由教材表6-9查得链节距为p=19.05mm的链号为12A由n1=996.4r/min、链号12A查教材图6-25可得P0=20kW6-10解：由教材表6-9查得满足极限载荷Q=50kN的链号为16A，链节距为p=25.4mm由教材图6-25查得P0=40kW，查表6-12得KZ=1.1，单排链取Km=1，那么：答：链能传递的功率为36.67kW。6-11解：〔1〕选择链号由传动比i=3查教材表6-10取z1=25，那么z2=iz1=3×25=75查表6-11取KA=1.2，查表6-12取Kz=0.74，单排链取Km=1，由式〔6-22b〕得根据P0=8.92kW和nl=720r/min查教材图6-25可选链号10A〔2〕确定润滑方式由表6-9查得链节距p=15.875mm答：由链号10A，v=4.76m/s，查图6-26，可选择油浴或飞溅润滑。6-12解：〔1〕两轮的合理转向如下图〔2〕两轮的包角如下图〔3〕V带与带轮接触处的弯曲应力分布如下图，σb1＞σb2〔4〕载荷过大时，打滑首先出现在小带轮处。由于小带轮上的包角小于大带轮上的包角，因此小带轮上的总摩擦力相应地小于大带轮上的总摩擦力，故打滑首先出现在小带轮处〔5〕，带速在5~25m/s范围内，带速适宜6-13解：图a、b、c所示的链传动布置中链轮均按逆时针旋转七、齿轮传动7-1判断题〔1〕√〔2〕×〔3〕×〔4〕√〔5〕×〔6〕×〔7〕×〔8〕√〔9〕×〔10〕√〔11〕√〔12〕√〔13〕√〔14〕√〔15〕×〔16〕×〔17〕×〔18〕√〔19〕×〔20〕×〔21〕×〔22〕×〔23〕×〔24〕×〔25〕×〔26〕×〔27〕√〔28〕×〔29〕×〔30〕√〔31〕×〔32〕√〔33〕×〔34〕×〔35〕×7-2填空题〔1〕基圆，基圆〔2〕20°〔3〕等于，大于〔4〕恒定，不变〔5〕两轮的模数相等、压力角相等〔6〕≥1，实际啮合线段/基圆齿距〔7〕轴向力，8°～25°〔8〕两轮的模数相等、压力角相等、螺旋角大小相等方向相反〔9〕右，14°30′，3mm〔10〕相切，相割，相离〔11〕正，弯曲〔12〕17〔13〕少，小〔14〕≤350HBS，齿面点蚀〔15〕轮齿折断〔16〕高〔20～50〕HBS，〔5～10〕mm〔17〕齿面磨损〔18〕硬度〔19〕相反，相同〔20〕相同，不同〔21〕多〔22〕1.5〔23〕20～40〔24〕少，大，弯曲〔25〕浸油〔26〕10〔27〕直径大小〔28〕500〔29〕铸造〔30〕同时参加啮合的齿对数7-3选择题〔1〕B〔2〕C〔3〕A〔4〕C〔5〕B〔6〕B〔7〕C〔8〕B〔9〕C〔10〕D〔11〕D〔12〕D〔13〕A〔14〕D〔15〕B〔16〕D〔17〕A〔18〕C〔19〕A〔20〕C〔21〕A7-4解：〔1〕啮合线N1N2如下图；〔2〕节点P如下图；〔3〕两轮的节圆如下图7-5解：分度圆直径：，齿顶圆直径：齿根圆直径：基圆直径：标准中心距：答：两轮的分度圆直径分别为50mm、100mm，两轮的齿顶圆直径分别为55mm、105mm，两轮的齿根圆直径分别为43.75mm、93.75mm，两轮的基圆直径分别为46.985mm、93.969mm，标准中心距为75mm。7-6解：模数：分度圆直径：，齿顶圆直径：齿根圆直径：答：两轮的模数为4mm，两轮的分度圆直径分别为80mm、160mm，两轮的齿顶圆直径分别为88mm、168mm，两轮的齿根圆直径分别为70mm、150mm。7-7解：〔1〕验算齿面接触疲劳强度查表7-6取载荷系数K=1.2，查表7-7取弹性系数ZE=188.9MPa1/2，，，查表7-4取、，查表7-8取，满足齿面接触强度要求。〔2〕验算齿根弯曲强度查图7-26得YFa1=2.72、YFa2=2.25，查图7-27得YSa1=1.59、YSa2=1.76，查表7-4取、，查表7-8取，满足齿根弯曲强度要求。答：齿面接触强度和齿根弯曲强度均满足7-8解：开式齿轮传动主要失效形式是齿面磨损和齿根折断，由得齿轮所能传递的最大转矩查表7-6取载荷系数K=1.2，b=b2=40mm查图7-26得YFa1=2.91、YFa2=2.27，查图7-27得YSa1=1.56、YSa2=1.74考虑磨损对齿厚的影响，查表7-4取，查表7-8取，，齿轮传动传递的最大功率答：该齿轮传动所能传递的最大功率为0.62kW。7-9解：〔1〕选择材料、确定许用应力1〕由表7-4选小齿轮材料用38SiMnMo调质，硬度为260HBS，σHlim1=720MPa，σFE1=590MPa，大齿轮材料为40Cr调质，硬度为230HBS，σHlim2=700MPa，σFE2=580MPa。属软齿面传动，二者的硬度差为30HBS。2〕由表7-8取SH=1.1，SF=1.25，许用应力，，〔2〕按齿面接触强度设计1〕设齿轮的精度等级为8级2〕齿轮齿数取z1=25，z2=iz1=3.2×25=80，实际传动比3〕小齿轮传递的转矩4〕计算小齿轮分度圆直径由表7-6取载荷系数K=1.4，由表7-9取齿宽系数，由表7-7取弹性系数ZE=189.8MPa1/2，那么：5〕模数，由表7-1取标准值m=2.5mm齿轮分度圆直径：，6〕齿宽，取b2=63mm，b1=68mm7〕中心距〔3〕验算轮齿的弯曲强度由图7-26得齿形系数YFa1=2.72，YFa2=2.25，由图7-27得应力修正系数YSa1=1.59，YSa2=1.77故所设计齿轮是平安的。〔4〕齿轮的圆周速度查表7-5可知齿轮选用8级精度是适宜的。其他计算从略。7-10解：〔1〕选择材料、确定许用应力1〕由表7-4大、小齿轮材料均选用40Cr调质后外表淬火，小齿轮齿面硬度为52HRC，σFE1=720MPa，大齿轮齿面硬度为50HRC，σFE2=700MPa。属硬齿面传动。2〕由表7-8取SF=1.25，考虑磨损对齿厚的影响，许用应力，〔2〕按齿轮弯曲强度设计1〕齿轮齿数取z1=17，z2=iz1=4.3×17=73.1，取z2=73，实际传动比2〕小齿轮传递的转矩3〕计算齿轮模数由表7-6取载荷系数K=1.2，由表7-9取齿宽系数由图7-26得齿形系数YFa1=3.07，YFa2=2.26，由图7-27得应力修正系数YSa1=1.53，YSa2=1.75，由表7-1取m=3mm4〕齿宽，取b2=32mm，b1=37mm其他计算从略。7-11解：螺旋角：分度圆直径：齿顶圆直径：齿根圆直径：答：螺旋角为，分度圆直径分别为88.73mm、211.27mm，齿顶圆直径分别为96.73mm、219.27mm，齿根圆直径分别为78.73mm、201.27mm。7-12解：小齿轮传递的转矩：小齿轮分度圆直径：圆周力：径向力：轴向力：答：作用在两个齿轮上的圆周力为1830.34N，径向力为689.69N，轴向力为490.44N。7-13解：〔1〕选择材料、确定许用应力1〕由表7-4选大、小齿轮材料均用40Cr，并经调质后外表淬火，齿面硬度为50~55HRC，σHlim1=σHlim2=1200MPa，σFE1=σFE2=720MPa，属硬齿面传动。2〕由表7-8取SH=1，SF=1.25，许用应力，〔2〕按齿根弯曲强度设计1〕设齿轮的精度等级为8级2〕齿轮齿数取z1=17，z2=iz1=3.6×17=61.2，取z2=61，实际传动比3〕小齿轮传递的转矩4〕初选螺旋角β=15º5〕计算法向模数由表7-6取载荷系数K=1.3，由表7-9取齿宽系数当量齿数：，由图7-26得齿形系数YFa1=2.97，YFa2=2.29，由图7-27得应力修正系数YSa1=1.55，YSa2=1.73，由表7-1取标准值mn=2.5mm6〕中心距，取实际中心距a=101mm7〕修正螺旋角8〕齿轮分度圆直径，9〕齿宽，取b2=25mm，b1=30mm〔3〕验算齿面接触强度由表7-7取弹性系数ZE=189.8MPa1/2所设计齿轮是平安的。〔4〕齿轮的圆周速度查表7-5可知齿轮选用8级精度是适宜的。其他计算从略。7-14解：分度圆锥角：，分度圆直径：，齿顶圆直径：齿根圆直径：锥距：齿顶角和齿根角：顶锥角：根锥角：答：分度圆锥角分别为、，分度圆直径分别为95mm、190mm，齿顶圆直径分别为103.94mm、194.47mm，齿根圆直径分别为84.27mm、184.63mm，锥距为106.21mm，齿顶角和齿根角为，顶锥角分别为、，根锥角为。7-15解：小锥齿轮传递的转矩：小锥齿轮分度圆直径：小锥齿轮分度圆锥角：小锥齿轮齿宽中点的分度圆直径：圆周力：径向力、轴向力：答：作用在两个齿轮上的圆周力为783.98N，齿轮1的径向力和齿轮2的轴向力为248.28N，齿轮1的轴向力和齿轮2的径向力为490.44N。7-16解：〔1〕两图在K点的圆周力和轴向力的方向如下图〔2〕两图各轮的转向如下图〔3〕斜齿轮的旋向如下图7-17解：〔1〕齿轮2的轮齿旋向及转动方向如下图〔2〕两轮在啮合点处各力的方向如下图7-18解：〔1〕从动轮2的转动方向如下图〔2〕各轮在啮合点处各力的方向如下图7-19解：〔1〕其它各轴的转向如下图〔2〕齿轮2、3、4的轮齿旋向如下图〔3〕各轮齿在啮合处的三个分力方向如下图7-20解：〔1〕斜齿轮3和斜齿轮4的轮齿旋向如下图〔2〕圆锥齿轮2和斜齿轮3所受各力的方向如下图八、蜗杆传动8-1判断题〔1〕×〔2〕√〔3〕×〔4〕×〔5〕×〔6〕×〔7〕√〔8〕×〔9〕×〔10〕√〔11〕×〔12〕×〔13〕√〔14〕×〔15〕√8-2填空题〔1〕斜，齿轮〔2〕低，好，1、2、4、6〔3〕越大〔4〕低〔5〕合金钢，渗碳淬火，锡青铜〔6〕ma1=mt2=m，αa1=αt2=α，γ=β〔旋向相同〕〔7〕斜齿轮齿条的啮合〔8〕mq〔9〕直径系数〔10〕蜗轮〔11〕浸油，压力喷油8-3选择题〔1〕C〔2〕A〔3〕A〔4〕A〔5〕A〔6〕A〔7〕A〔8〕A〔9〕A〔10〕A〔11〕A〔12〕D〔13〕B〔14〕A〔15〕A〔16〕A〔17〕A〔18〕B8-4解：〔1〕各图未注明的蜗杆或蜗轮的转动方向如下图〔2〕a〕图蜗轮左旋，b〕图蜗杆左旋，c〕图蜗轮右旋，d〕图蜗轮右旋〔3〕各图蜗杆和蜗轮在啮合点处的各分力方向如下图a〕b〕c〕d〕8-5解：〔1〕各轮的转动方向如下图〔2〕斜齿圆柱齿轮3、4和蜗轮2、6的轮齿螺旋线方向如下图8-6解：，答：传动比为13.25，标准中心距为157.5mm。8-7解：〔1〕1轮为左旋，2轮为右旋，4轮为顺时针转动〔2〕2轮各分力的方向如下图〔3〕根据中心距相等，解得根据，解得解得答：斜齿轮螺旋角为12°50′19″，蜗杆导程角11°18′36″，作用在蜗轮上转矩为439.03N·m8-8解：〔1〕蜗杆旋向如下图，蜗轮右旋〔2〕蜗轮啮合点处各力的方向如下图〔3〕轴向力和圆周力方向反向，径向力方向不变〔4〕，，答：蜗杆的分度圆直径为64mm，蜗轮的分度圆直径为480mm，传动的中心距为272mm。九、轮系9-1判断题〔1〕×〔2〕√〔3〕×〔4〕×〔5〕×〔6〕×〔7〕√〔8〕√〔9〕√〔10〕×9-2填空题〔1〕固定〔2〕周转〔3〕首轮，末〔4〕行星，差动〔5〕行星，差动〔6〕定轴，差动，行星〔7〕行星轮，中心轮〔8〕行星架〔9〕－nH，转化轮系〔10〕大，简单9-3选择题〔1〕A〔2〕B〔3〕B〔4〕C〔5〕A〔6〕B9-4解：〔1〕根据和齿轮1、2、3模数相同得：〔2〕该轮系为定轴轮系，其传动比为：〔3〕〔4〕各轮转向如下图答：齿轮3的齿数为60，轮系的传动比为5.73，n5大小为17.45r/min，各轮的转向如下图。9-5解：〔1〕该轮系为定轴轮系，其传动比为：〔2〕各轮转向如下图答：n4的大小为2.78r/min，各轮的转向如下图。9-6解：〔1〕该轮系为定轴轮系，其传动比为：〔2〕各轮转向如下图答：n8的大小为40r/min，各轮的转向如下图。9-7解：〔1〕该轮系为周转轮系，其传动比为：〔2〕答：n3=－80r/min，i13=－12.5。9-8解：〔1〕根据和各轮模数相等得：〔2〕该轮系为周转轮系，其传动比为：nH的转向与n1相同答：齿轮3的齿数为20，nH的大小为79.63r/min，nH的转向与n1相同。9-9解：该轮系为周转轮系，其传动比为：nH的转向与n1相反答：行星架H的转速的大小为8.33r/min，nH的转向与n1相反。9-10解：〔1〕该轮系为周转轮系，其自由度F=3n―2pl―ph=3×4―2×4―3=1，该轮系为行星轮系〔2〕该轮系为周转轮系，其传动比为：，5n1与nH转向相同答：图示轮系为行星轮系，轮系的传动比为5，n1与nH转向相同。十、轴承10-1判断题〔1〕×〔2〕√〔3〕×〔4〕√〔5〕×〔6〕√〔7〕×〔8〕√〔9〕√〔10〕×〔11〕√〔12〕√〔13〕×〔14〕×〔15〕√10-2填空题〔1〕滑动，滚动〔2〕承受轴向载荷，轴向承载，越大〔3〕外圈，内圈，滚动体，保持架〔4〕阻力小，冲击〔5〕向心，推力〔6〕60〔7〕深沟球轴承，6312〔8〕轴向承载〔9〕点蚀，磨损，塑性变形〔10〕接触式，非接触式〔11〕外圈，承载〔12〕液体摩擦，非液体摩擦〔13〕向心，推力〔14〕散热，减小接触应力，吸振，防锈〔15〕内外表〔16〕间歇，低，轻〔17〕滑动〔18〕形成楔形油楔，相对运动，有一定粘度的润滑油〔19〕低，高〔20〕磨损，胶合10-3选择题〔1〕D〔2〕A〔3〕A〔4〕D〔5〕C〔6〕B〔7〕B〔8〕A〔9〕C〔10〕B〔11〕A〔12〕A〔13〕A〔14〕A〔15〕B〔16〕C〔17〕A〔18〕A〔19〕A〔20〕A〔21〕A〔22〕D〔23〕C〔24〕A〔25〕A〔26〕C〔27〕A〔28〕A〔29〕B〔30〕A10-4解：〔1〕初选轴承型号由于轴径已确定，所以采用验算的方法确定轴承的型号。初选6207轴承，查教材附表3得6207轴承的C=25500N，C0r=15200N〔2〕求当量动载荷Fa/Cor=720/15200=0.047，根据Fa/Cor值由教材表10-7线性插值求e值，Fa/Fr=720/1770=0.4068>e，由教材表10-7查得X=0.56，根据Fa/Cor值由教材表10-7线性插值求Y值，P=XFr+YFa=0.56×1770+1.8×720=2287.2N〔3〕求轴承寿命查教材表10-8取ft=1，表10-9取fp=1.1所选轴承6207不适宜改选6307轴承按照上述步骤重新计算，此处不再详细计算，只给出计算结果如下：C=33200N，C0r=19200N，Fa/Cor=0.0375，e=0.234，Fa/Fr=0.4068>e，X=0.56，Y=1.895，P=2355.6N，Lh=12089h>6000h答：所选轴承6307适宜10-5解：P=Fr=1500N，查教材表10-8取ft=1，表10-9取fp=1.5，查教材附表3得6309轴承的C=52800N答：该轴承满足使用寿命要求10-6解：〔1〕选择轴承根据轴承类型为角接触球轴承和轴颈70mm从表中选择7214C轴承〔2〕计算轴承寿命P=40600N，查教材表10-8取ft=1，表10-9取fp=1.1，从表中查得7214C轴承的C=69200N〔3〕判断轴承的压紧和放松当A+S2<S1时，轴承1被压紧，轴承2被放松答：〔1〕选择7214C轴承；〔2〕轴承寿命为13340h；〔3〕当A+S2<S1时，轴承1被压紧，轴承2被放松。10-7解：〔1〕求轴承所受的径向力，〔2〕确定轴承内部附加轴向力的方向：SC向左，SD向右〔3〕求轴承的内部附加轴向力SC=0.68FrC=0.68×933.3=634.6N，SD=0.68FrD=0.68×1866.7=1269.4N〔4〕求轴承的轴向力A+SD=750+1269.4=2019.4N>634.6N>SC，所以轴承C被压紧，轴承D被放松FaC=A+SD=2019.4N，FaD=SD=1269.4N答：FaC=2019.4N，FaD=1269.4N10-8解：〔1〕确定轴承内部附加轴向力S的方向：S1向左，S2向右〔2〕求轴承的内部附加轴向力S1=0.68Fr1=0.68×1400=952N，S2=0.68Fr2=0.68×900=612N〔3〕求轴承的轴向力A+S2=800+612=1412N>952N>S1，所以轴承1被压紧，轴承2被放松Fa1=A+S2=800+612=1412N，Fa2=S2=612N〔4〕求轴承的当量动载荷查教材表10-7知7210AC轴承的e=0.68Fa1/Fr1＝1412/1400＝1.009>0.68=e，查教材表10-7取X1＝0.41，Y1＝0.87Fa2/Fr2＝612/900＝0.68=e，查教材表10-7取X2＝1，Y2＝0P1＝X1Fr1+Y1Fa1=0.41×1400+0.87×1412=1802.44NP2＝X2Fr2+Y2Fa2=1×900+0×612=900NP=max{P1，P2}=1802.44N〔5〕求轴承寿命查教材表10-8取ft=1，查教材附表4得7210AC轴承的C=40800N，答：该轴承的寿命为59662.5h。10-9解：〔1〕确定轴承内部附加轴向力S的方向：S1向右，S2向左〔2〕求轴承的内部附加轴向力查设计手册得30212轴承的e=0.4，Y=1.5S1=Fr1/2Y=4800/3=1600N，S2=Fr2/2Y=2200/3=733.3N，〔3〕求轴承的轴向力A+S1=650+1600=2250N>733.3N>S2，所以轴承2被压紧，轴承1被放松Fa1=S1=1600N，Fa2=A+S1=2250N〔4〕求轴承的当量动载荷Fa1/Fr1＝1600/4800＝0.33<0.4=e，查教材表10-7取X1＝1，Y1＝0Fa2/Fr2＝2250/2200＝1.02>0.4=e，查教材表10-7取X2＝0.4，Y2＝1.5P1＝X1Fr1+Y1Fa1=1×4800+0×1600=4800NP2＝X2Fr2+Y2Fa2=0.4×2200+1.5×2250=4255NP=max{P1，P2}=4800N〔5〕求轴承寿命查教材表10-8取ft=1，10-9取fp=1.5，查教材附表5得30212轴承的C=102000N，答：该对轴承适宜10-10解：〔1〕初选轴承型号由于轴径已确定，所以采用验算的方法确定轴承的型号。初选30207轴承，查设计手册得30207轴承的e=0.37，Y=1.6，C=54200N〔2〕求轴承所受的径向力，〔3〕确定轴承内部附加轴向力S的方向：S1向右，S2向左〔4〕求轴承的内部附加轴向力S1=Fr1/2Y=2072.4/3.2=647.6N，S2=Fr2/2Y=637.6/3.2=199.3N，〔5〕求轴承的轴向力A+S2=960+199.3=1159.3N>647.6N>S1，所以轴承1被压紧，轴承2被放松Fa1=A+S2=1159.3N，Fa2=S2=199.3N〔6〕求轴承的当量动载荷Fa1/Fr1＝1159.3/2072.4＝0.56>0.37=e，查教材表10-7取X1＝0.4，Y1＝1.6Fa2/Fr2＝199.3/637.6＝0.31<0.37=e，查教材表10-7取X2＝1，Y2＝0P1＝X1Fr1+Y1Fa1=0.4×2072.4+1.6×1159.3=2683.8NP2＝X2Fr2+Y2Fa2=1×637.6+0×199.3=637.6NP=max{P1，P2}=2683.8N〔7〕求轴承寿命查教材表10-8取ft=1，10-9取fp=1.2答：选用30207轴承适宜10-11解：〔1〕选择轴承材料选择轴承材料为ZCuSn10P1，查教材表10-16得ZCuSn10P1的[p]=15Mpa，[pv]=15Mpa·m/s，[v]=10m/s〔2〕选择轴承宽径比据径向滑动轴承宽径比的选择范围，选取B/d=1，B=1×100=100mm〔3〕验算轴承工作能力压强p的验算：pv的验算：v的验算：答：从上面的验算可知所选择的轴承材料合理10-12解：〔1〕选择轴承材料选择轴承材料为ZCuSn5Pb5Zn5，查教材表10-16得ZCuSn10P1的[p]=8Mpa，[pv]=15Mpa·m/s，[v]=3m/s〔2〕验算轴承工作能力压强p的验算：pv的验算：v的验算：答：从上面的验算可知所选择的轴承材料合理10-13解：〔1〕查许用值查教材表10-16得ZCuSn10P1的[p]=15Mpa，[pv]=15Mpa·m/s〔2〕由压强p确定的径向载荷〔3〕由pv确定的径向载荷答：轴承的主要承载能力由pv确定，由〔2〕和〔3〕可知，该轴承的最大径向载荷为23875N。十一、轴11-1判断题〔1〕×〔2〕×〔3〕×〔4〕×〔5〕√〔6〕√〔7〕×〔8〕√〔9〕√〔10〕√〔11〕×〔12〕×〔13〕×〔14〕×〔15〕√11-2填空题〔1〕转轴，心轴，传动轴〔2〕心，转〔3〕回转〔4〕轴径〔5〕轴向定位，工作〔6〕相对转动，键连接，花键连接〔7〕轴端，轴向〔8〕〔9〕〔10〕应力集中11-3选择题〔1〕A〔2〕A〔3〕A〔4〕A〔5〕B〔6〕A〔7〕B〔8〕A〔9〕A〔10〕C〔11〕A〔12〕A〔13〕A〔14〕A〔15〕A〔16〕A11-4解：材料为40Cr的传动轴，C取小值98，那么：，圆整为标准值取d=56mm答：轴的直径可取56mm。11-5解：由得，那么：答：该轴能传递的最大功率为18.09KW。11-6解：〔1〕计算支反力，圆周力Ft：合力Fn：支反力：〔2〕计算弯矩并绘制弯矩图〔3〕求当量弯矩对载荷变化规律不清楚，一律按脉动循环处理，取，那么〔4〕计算危险截面C处的轴径对于45钢调质，查表考虑键槽影响，轴径增大5﹪，1.05×29.3＝30.8mm，取标准值为32mm。答：输出轴危险截面处的直径为32mm。11-7解：〔1〕选择轴的材料选用45钢，并进行正火处理〔2〕初估轴的直径据45钢查表，取C=118，那么：因最小轴径处安装联轴器，考虑到键槽的影响，将轴径增大5%，即d≥〔1+5%〕=24.8mm选择GY5型联轴器，取其标准直径d=30mm。即为输出轴的最小直径。〔3〕轴的结构设计1〕轴结构形式确实定，如下图2〕各轴段直径确实定位置轴径/mm说明联轴器处30由步骤〔2〕确定油封处35为满足联轴器的轴向固定要求而设一轴肩，由表11-2，轴肩高度a=(0.07~0.1)d=2.1~3mm，兼顾透盖密封的标准尺寸，取a=2.5mm，即该段轴径为35mm轴承处40由题意知选用轻系列深沟球轴承；为便于轴承的装拆，轴承内径应稍大于油封处轴径，并符合滚动轴承标准内径，故取该段轴径为40mm，初定轴承型号为6008，两端相同齿轮处50考虑齿轮从右端装入，故齿轮孔径应稍大于轴承处直径，并为标准直径，取为50mm轴环处60齿轮左端用轴环定位，按齿轮处轴径d=50mm，由表11-2，轴环高度a=(0.07~0.1)d=3.5~5mm，取a=5mm，即该段轴径为60mm左端轴承轴肩处46为了滚动轴承内圈的拆卸方便，轴肩高度不能过高，按6008型滚动轴承安装尺寸查出，取轴肩高度为3mm，即该段轴径为46mm，故轴环做成阶梯形3〕各轴段长度确实定位置轴径/mm说明联轴器处82查手册得轴孔直径为30mm的GY5型联轴器的长度为84mm，为了使联轴器右端轴向定位可靠，此轴段长度应略小于联轴器长度，取该轴段长度为82mm油封处45此段长度包括两局部：为便于轴承端盖的装拆和防止联轴器左端面与轴承端盖上的螺钉相碰撞，取轴承端盖外端面与联轴器左端面间的距离为20mm；由减速器及轴承端盖的结构设计确定取轴承端盖总宽度为25mm。故该轴段长度为〔25+20〕mm=45mm齿轮处58齿轮右端面与右端轴承之间采用套筒定位，齿轮轮毂宽度为60mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度应略小于齿轮轮毂宽度，取该轴段长度为58mm右端轴承处〔含套筒〕30此段长度包括四局部：查轴承手册得6008轴承的宽度为15mm；考虑到箱体的铸造误差，装配时留有余地，右端轴承左端面与箱体内壁的间距取为3mm；齿轮对称布置，齿轮左右端面与箱体内壁间的距离均取为10mm；齿轮轮毂宽度与安装齿轮处轴段长度之差为2mm。故该轴段长度为〔15+3+10+2〕mm=30mm轴环处8轴环宽度b=1.4a=1.4×5mm=7mm，取b=8mm左端轴承轴肩处5左端轴承右端面至齿轮左端面的距离与轴环宽度之差，即〔〔10＋3〕－8〕mm=5mm左端轴承处15等于6008型轴承宽度15mm全轴长243〔82＋45＋58＋30＋8＋5＋15〕mm＝243mm4〕键的选择齿轮与联轴器处均采用A型普通平键齿轮处：键14×50GB/T1096-2003联轴器处：键8×70GB/T1096-2003〔4〕校核轴的强度