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图(a)所示传动轴左端为伞形直齿轮，右端为圆柱直齿轮。已知伞形齿轮上径向力Pr=0.414kN，切向力Pt=4.55kN，轴向力Pa=1.65kN。右端直齿轮压力角α=20°。求轴承A、B处约束力。
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图9-24a所示齿轮传动轴，齿轮1与2的节圆直径分别为d1=50mm与d2=130mm。在齿轮1上，作用有切向力Fy=3．83kN，径向力Fz=1．393kN；在齿轮2上，作用有切向力Fy=1．473kN，径向力Fz=0．536kN。轴用45钢制成，许用应力[τ]=180MPa，直径d=22mm。试按第三强度理论校核轴的强度。
图示齿轮轴B端装有斜齿轮，其上作用有轴向力FBx=0.4kN，径向力FBr=0.2kN，切向力FBt=1.2kN。A端装有直齿轮，其上作用有径向力FAr=0.5kN，切向力FAt=2kN。轴的直径d=30mm，d1=40mm，许用应力[σ]=80MPa。试按第三强度理论校核轴的强度。
如图(a)所示，某滚齿机变速箱第Ⅱ轴为直径d=36mm的花键轴。传递功率P=3.2kW，转速n=315r/min。轴上齿轮1为直齿圆柱齿轮，节圆直径d1=108mm。传动力分解为周向力F1和径向力Fr1，且Fr1=F1tan20°。齿轮2为螺旋角β=17°20'的斜齿轮，节圆直径d2=141mm。传动力分解为周向F2、径向力Fr2和轴向力Fa2，且
，Fa2=F2tan17°20'。轴材料为45钢，调质，[σ]=85MPa。试校核轴的强度。
图(a)所示皮带轮传动轴，传递功率P=7kW，转速n=200r/min。皮带轮重量W=1.8kN。左端齿轮上啮合力Fn与齿轮节圆切线的夹角(压力角)为20°。轴的材料为Q255钢，其许用应力[σ]=80MPa。试分别在忽略和考虑皮带轮重量的两种情况下，按第三强度理论估算轴的直径。
某滚齿机变速箱第Ⅱ轴为根径d=36mm的花键轴。传递功率P=3.2kW，转速n=315r/min。轴上齿轮1为直齿圆柱齿轮，节圆直径d1=108mm。传动力分解为周向力F1和径向力Fr1，且Fr1=F1tan20°。齿轮2为螺旋角β=17°20'的斜齿轮，节圆直径d2=141mm。传动力分解为周向力F2、径向力Fr2和轴向力Fa2，且
径dm=56.25mm，齿面上的切向力Ft=1240N，径向力Fr=400N，轴向力Fx=240N，各力方向如图所示。
一斜齿轮轴，其载荷及尺寸如图(a)所示。已知斜齿轮所受的轴向力Fx=650N，径向力Fr=650N，切向力Ft=1730N，轴的许用应力[σ]=90MPa。试按第三强度理论设计轴的直径d。
图所示圆柱齿轮轴，左端由电机输入功率P=29.4kW，转速n=800r/min。齿轮圆周力为F1，径向力F2=0.36F1。轴上两个键槽均为端铣加工。安装齿轮处轴径φ40，左边轴肩直径φ45。轴的材料为40Cr，σb=900MPa，σ-1=410MPa，τ-1=240MPa，规定安全因数n=1.8，试校核轴的疲劳强度。
使水涡轮转动的力偶矩为Mz=1200N·m。在锥齿轮B处受到的力分解为三个分力：切向力Fτ，轴向力Fb和径向力Fn。这些力的比例为Fτ:Fb:Fn=1:0.32:0.17。已知水涡轮连同轴和锥齿轮的总重为P=12kN，其作用线沿轴Cz，锥齿轮的平均半径OB=0.6m，其余尺寸如图4-20所示。求止推轴承C和轴承A的约束力。
