3-1 是非题
1.×；2.×；3.√；4.√；5.√；6.√；7.×；8.√；9.×；10.×。
3-2 单项选择题
1.D；2.B；3.B；4.B；5.C；6.D；7.B；8.B；9.B；10.B；11.A；12.B；13.D；14.C；15.B。
3-3 简答、作图题
1.解：（1）因紧螺栓连接中螺栓受轴向脉动变载荷，故应力变化规律为σmin=常数，极限应力点为图2-3-1中的M′点。
（2）因振动着的弹簧其应力变化规律为σm=常数，故极限应力点为图2-3-1中的N′点。
图2-3-1
2.答：（1）图a为固定心轴；图b为转动心轴；图c为转动心轴；图d为转轴。从轴的受载分析可得出：在相同的情况下，心轴比转轴细，固定心轴比转动心轴细，因此图a方案中的轴最细，图d方案中的轴最粗。
（2）从制造工艺上看，图a方案中的轴阶梯最少，并且不需要加工键槽，同时固定件结构简单，因此，图a方案中的轴工艺性较好。
（3）由于图a方案中的轴不需安装键，可方便地轴向装拆，故安装维护较方便。
3.答：（1）可选刚性联轴器，如凸缘联轴器（或套筒联轴器等）。
（2）可选无弹性元件的挠性联轴器，如十字滑块联轴器（或齿式联轴器等）。
（3）可选有弹性元件的挠性联轴器，如弹性柱销联轴器（或弹性套柱销联轴器、梅花形弹性联轴器等）。
（4）可选安全联轴器，如剪切销安全联轴器。
4.答：第二种情况（图b）润滑条件最好。由雷诺方程
可得：在构成收敛楔形间隙的情况下，υ越大，油膜承载能力越大，越易形成流体润滑。由于第一种情况（图a）外载荷F1最大，而相对速度υ1较小，故润滑条件较第二种情况要差，而第三种情况（图c）则形成发散楔形间隙，故无法形成流体动压润滑状态。
5.解：图1-3-4所示的轴系结构的错误如图2-3-2所指出的，主要原因是：①联轴器与轴无周向固定，缺键连接；②联轴器无轴向定位，此处应有一轴肩；③右轴承端盖上无密封装置；④右轴承端盖与轴之间无间隙；⑤右轴承无法安装；⑥齿轮无法加工；⑦左轴承外圈无固定。
图2-3-2
图2-3-3
3-4 证明、计算题
1.证明：取带上一微段带，长度为dl，所对应的中心角为dα，如图2-3-3所示。若不计离心力，由微段带法向和切向平衡条件得
因dα很小，取sin
，略去二阶微量dF
，化简上列两式，得
将式（1）代入到式（2），可得
dF/F=μdα
对上式两边积分为：
，可得挠性体摩擦的欧拉公式为
F1/F2=eμα
2.解：（1）各轴所受的转矩分别为
TⅡ=0
因为不计摩擦损失，故有P1=P3，并且本轮系有n1=n3，所以
TⅢ=TI=1.91×105（N·mm）
（2）锥齿轮的分度圆直径为(www.xing528.com)
d1=mz1=4×30=120（mm）
d2=mz2=4×60=240（mm）
锥距为
齿宽系数为
齿轮1的分度圆锥角为
齿轮1的平均分度圆直径为
dm1=（1-0.5φR）d1=（1-0.5×0.298）×120=102.12（mm）
中间齿轮2在各啮合点受力大小为
各分力方向如图2-3-4所示。
3.解：如图2-3-5所示，根据接合面不滑移条件，有2×4F0f×
≥KRL s
F0≥
d1≥
=9.32（mm）
图2-3-5
4.解：由图2-3-6可得
Σm1（F）=Fr2×250+F2×100-F1（250+120）=0
得：Fr2=1616N。
由Fr1+Fr2-F1=0得
Fr1=F1-Fr2=-416（N）
派生力为
图2-3-6
因为Fd2+F2=505+400=905（N）＞Fd1=130（N），所以轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。
两轴承所受的轴向力分别为
Fa1=F2+Fd2=905（N）
Fa2=Fd2=505（N）
因为
=2.175＞e，所以X1=0.4，Y1=1.6；
因为
=0.3125＜e，所以X2=1，Y2=0。
因而，两轴承的当量动载荷分别为
P1=fp（X1Fr1+Y1Fa1）=1.3×（0.4×416+1.6×905）=2098.72（N）
P2=fp（X2Fr2+Y2Fa2）=1.3×（1×1616+0）=2100.8（N）
免责声明：以上内容源自网络，版权归原作者所有，如有侵犯您的原创版权请告知，我们将尽快删除相关内容。
