机械零件的强度.
机械设计机械零件的强度
机械设计机械零件的强度引言机械设计中，零件的强度是一个重要的考虑因素。
在设计机械零件时，必须确保其能够承受所需的负载，以保证机械系统的正常运行。
本文将介绍机械零件强度的相关概念和计算方法，以帮助机械设计工程师进行合理的零件设计。
1. 强度概念机械零件的强度是指零件在受力作用下的抵抗能力。
强度与机械零件的材料强度、几何形状以及受力情况等因素密切相关。
常见的强度指标包括抗拉强度、屈服强度、冲击强度等。
•抗拉强度：材料在受拉应力作用下的最大抵抗能力。
常用符号表示为σt。
•屈服强度：材料开始发生塑性变形的抗力。
常用符号表示为σy。
•冲击强度：材料在冲击载荷作用下的抵抗能力。
常用符号表示为σi。
2. 强度设计方法机械零件的强度设计方法主要包括强度计算和强度检验两种方式。
2.1 强度计算强度计算是通过数学方法计算零件在特定工况下的受力情况，进而得出零件的强度。
强度计算通常分为静态强度计算和动态强度计算。
•静态强度计算：基于零件在静态载荷作用下的应力分析，通常采用弹性力学理论计算零件的应力和变形情况，然后与材料的强度特性进行比较以确定零件是否满足强度要求。
•动态强度计算：基于零件在动态载荷作用下的应力分析，考虑了时间因素对零件强度的影响。
在动态强度计算中，除了材料的强度特性外，还需要考虑零件的惯性力、阻尼以及应力波传播等因素。
强度计算通常依赖于数值分析软件，如有限元分析软件，能够对复杂的载荷情况进行模拟和计算，提供准确的应力和变形分布。
2.2 强度检验强度检验是通过实验方法对零件进行强度测试，以验证零件的强度是否符合设计要求。
常见的强度检验方法包括拉伸试验、压缩试验、冲击试验等。
•拉伸试验：将零件置于拉伸试验机中，在规定的载荷下进行拉伸，记录延伸程度和载荷变化情况，通过力-变形曲线可以得到零件的抗拉强度和屈服强度。
•压缩试验：将零件置于压缩试验机中，在规定的载荷下进行压缩，记录压缩变形和载荷变化情况，通过力-变形曲线可以得到零件的抗压强度。
最全机械零件的强度.完整版.doc
第一篇总论第三章机械零件的强度3-1 某材料的对称循环弯曲疲劳极限σ-1=180MPa，取循环基数N0=5⨯106，m=9，试求循环次数N分别为7000，2500，620000次是时的有限寿命弯曲疲劳极限。
3-2 已知材料的力学性能为σS=260MPa，σ-1=170MPa，ψσ=0.2,试绘制此材料的简化极限应力线图（参看图3-3中的A’D’G’C）。
3-3 一圆轴的轴肩尺寸为：D=72mm，d=62mm，r=3mm。
材料为40CrNi，其强度极限σB=900MPa，屈服极限σS=750MPa，试计算轴肩的弯曲有效应力集中系数kσ。
3-4 圆轴轴肩处的尺寸为：D=54mm，d=45mm，r=3mm。
如用题3-2中的材料，设其强度极限σB=420MPa，试绘制此零件的简化极限应力线图。
3-5 如题3-4中危险截面上的平均应力σm=20MPa，应力幅σa=900MPa，试分别按：a）r=C；b）σm=C，求出该截面的计算安全系数S ca。
第二篇联接第五章螺纹联接和螺旋传动5-1 分析比较普通螺纹、管螺纹、梯形螺纹和锯齿形螺纹的特点，各举一例说明它们的应用。
5-2 将承受轴向变载荷的联接螺栓的光杆部分做得细些有什么好处？5-3 分析活塞式空气压缩机气缸盖联接螺栓在工作时的受力变化情况，它的最大应力，最小应力如何得出？当气缸内的最高压力提高时，它的最大应力、最小应力将如何变化？5-4 图5-49所示的底板螺栓组联接受外力F∑的作用。
外力F∑作用在包含x轴并垂直于底板接合面的平面内。
试分析底板螺栓组的受力情况，并判断哪个螺栓受力最大？保证联接安全工作的必要条件有哪些？5-5 图5-50是由两块边板和一块承重板焊成的龙门起重机导轨托架。
两块边板各用4个螺栓与立柱相联接，托架所承受的最大载荷为20kN，载荷有较大的变动。
试问：此螺栓联接采用普通螺栓联接还是铰制孔用螺栓联接为宜？为什么？5-6 已知一个托架的边板用6个螺栓与相邻的机架相联接。
机械零件的强度
第三章机械零件的强度简介载荷和应力概念材料的疲劳曲线极限应力线图单向稳定变应力时零件的疲劳强度计算提高零件疲劳强度的措施机械零件的接触强度复习题简介强度准则是设计机械零件的最基本准则。
强度问题分为静应力强度和变应力强度。
绝大多数通用零件都是在变应力下工作的，各式各样的疲劳破坏是通用零件的主要失效形式。
本章讨论零件在变应力下的疲劳强度问题。
第一节载荷和应力概念一、载荷机械工作时所受的力或力矩统称为载荷。
1、静载荷：载荷的大小或方向不随时间变化或变化极缓慢时，称为静载荷。
2、变载荷：载荷大小或方向不断随时间变化时，称为变载荷。
3、名义载荷：Fn 依据原动机械或负荷额定功率计算出零件的载荷，称为名义载荷。
4、计算载荷：名义载荷乘载荷系数。
二、应力载荷作用在零件上将产生应力。
1、静应力：不随时间而变或随时间缓慢变化的应力称为静应力；(失效—塑性破坏）2、变应力：不断地随时间而变的应力称为变应力。
（失效—疲劳破坏）静载荷和变载荷均可能产生变应力。
3、工作应力：计算载荷作用在零件上的应力4、计算应力：复杂应力状态按某一强度理论计算的应力；符号5、极限应力：材料机械性能的极限值σlim屈服极限σs，强度极限σb，对称循环疲劳极限σ-1，脉动循环疲劳极限σ0。
6、许用应力：设计允许的最大值[σ]7、安全系数：三、变应力的种类图中： T为应力变化周期σa——应力幅σm——为平均应力σmax——绝对值最大应力σmin——为绝对值最小应力N—循环次数r—应力比（循环特性）1、稳定循环变应力：应力变化周期、应力幅和平均应力均不随时间而变者2、不稳定循环变应力：应力变化周期、应力幅或平均应力之一随时间而变者；3、随机变应力：应力变化不呈周期性而带偶然性者。
四、稳定循环变应力的种类 1）对称循环变应力 例：2）脉动循环变应力 例：齿轮啮合3）非对称循环变应力1-=r minmax σσσ==a 0=mσmin =σma σσ=ma σσσ22max ==0maxmin ==σσr 2minmax σσσ+=m 2minmaxσσσ-=a 10 r 01 r -或五、稳定循环变应力的应力比 （应力循环特征）三种稳定循环变应力可用应力比（应力循环特征）r 来表征： 对称循环变应力： r ＝－1 脉动循环变应力： r ＝0非对称循环变应力： －1<r<0或 0<r<1 静应力：r ＝＋1例：设有一零件受变应力作用，已知变应力的平均应力σm ＝189Mpa ，应力幅为σa ＝129Mpa ，试求该变应力的循环特征r 。
机械零件的强度
其中： “+” 用于外接触，“-” 用于内接触。
3.1 机械零件的强度
1) 接触应力产生的条件 2) 接触应力引起的失效形式 ----疲劳点蚀 ρ1 3) 接触应力的计算 ----赫兹(H· Hertz)公式 σH 4) 提问： σ
H
Fn
b ρ2
● 相互接触的两个零件，接触应 力的大小是否相同？ 相同 ● 齿面上接触应力的变化规律如何？ 脉动循环变应力
或： 1 K 'ae 'me
3.2 材料的疲劳特性
σmax
有限寿命疲劳阶段
B C D
10
4
A
σrN σr∞ σr
无限寿命疲劳阶段
rN r （N N D )
ND = 106 ~ 25×107
N
N
ND N 0
循环基数N0，用N0及其相对应的疲劳极限σr来近似 代表ND和σr∞。 于是有：
m rN N rm N 0 C
3.2 材料的疲劳特性
σmax
A
σrN σr∞ σr
B
C D
高周疲劳 （低应力高循环疲劳）
10
4
N
ND N 0
N
多数通用机械零件的失效都是由高周疲劳引起的
3.2 材料的疲劳特性
3、 σa -σm 等寿命疲劳曲线
－N 疲劳曲线是在r不变的情况下，通过实验得到的表
示N与σr 之间的关系曲线。然而，零件的工作应力不总 是对称循环的变应力，材料所受的变应力的循环特性不 同，得到的疲劳极限也不同。
Fc KF Tc KT M c KM
载荷系数K的数值主要取决于动力机和工作机的性质，动力机和工 Fc KF 作机的工作越平稳，则冲击载荷越小，载荷系数就越小，反之则 Tc KT 应该取大值。
《机械设计》第3章_机械零件的强度(正式)
2.最小应力 s min s m s a
3.平均应力
sm
s max
s min
2
4.应力幅
sa
s max
s min
2
5.应力循环特性
s min s max
第三章 机械零件的强度
(a)非对称循环变应力
(b)脉动循环变应力
(c)对称循环变应力
疲劳曲线
s max
s min
2
sa
s max
s min
2
r s min
s max
1 r 1 (r 0)
smax
sm
0
t
sm
sa
s max
2
s min 0
r0
sa= smax
0
t
smin
sm 0
s a s max s min
r 1
二、应力的描述
第三章 机械零件的强度
稳定循环变应力的基本参数 共有５个基本参数，知其２就能求其他
应力循环特性 r 一定的条件下，记录出在 不同最大应力σmax下引起试件疲劳破坏所经历 的应力循环次数N，即可得到σ-N疲劳曲线 。
静应力强度（AB段）：N≤103， σmax几乎不 随N变化，可近似看作是静应力强度。
(ND,σr∞)
低周疲劳（BC段）：N↑→ σmax↓。C点对应 的循环次数约为104。
（非周期变化）
循环变应力
（周期变化）
符合统计规律
稳定循环变应力
（等幅变应力）
非稳定循环变应力
（变幅变应力）
非对称循环变应力 对称循环变应力 脉动循环变应力
s
1、非循环变应力 符合统计规律
机械零件的强度
机械零件的强度引言机械零件是由材料制成的组成机械装置的部件。
为了保证机械装置的可靠性和安全性，机械零件的强度是一个非常重要的指标。
本文将介绍机械零件的强度及其相关知识。
机械零件的强度概述机械零件的强度是指零件能够承受的最大外力或最大应力。
在设计和制造机械零件时，需要考虑零件将承受的作用力和应力，以确保零件的强度能够满足设计要求。
强度与材料的关系机械零件的强度与所选用的材料有密切关系。
不同的材料具有不同的强度特性，如延性、硬度和可塑性等。
在选择材料时，需要考虑零件的工作环境、载荷和特殊要求，以确定适用的材料。
强度计算计算机械零件的强度是设计过程中的重要一环。
通常，强度计算可以采用材料的力学性质和几何尺寸进行分析。
以下是一些常用的强度计算方法：应力计算在机械零件的设计过程中，常常需要计算零件内的应力分布。
应力是作用在材料上的力与材料截面积的比值，可以用公式σ=F/A计算。
失效判据机械零件的强度设计还需要考虑零件的失效情况。
常见的失效模式有弯曲、疲劳和断裂等。
为了避免失效，需要采用适当的失效判据来进行强度设计。
安全系数在进行强度计算时，通常还应考虑安全系数。
安全系数是指实际工作载荷与零件所能承受的最大载荷的比值。
合理的安全系数能够确保零件在工作过程中不会超过其强度极限。
强度测试为了验证机械零件的强度设计是否合理，常常需要进行强度测试。
强度测试可以通过实验室测试、数值模拟和现场监测等方法进行。
测试结果可以用于评估零件的强度性能和寿命预测。
强度改进和优化在机械设计中，强度改进和优化是一个不断进行的过程。
通过不断改进材料的选择、结构设计和加工工艺等方面，可以提高机械零件的强度性能，延长零件的使用寿命。
结论机械零件的强度是确保机械装置可靠运行的关键因素之一。
了解机械零件的强度特性、强度计算、强度测试和强度改进等知识，对于机械设计工程师和制造工程师来说，都是非常重要的。
只有通过合理的强度设计和优化，才能保证机械零件在工作过程中不会出现失效和故障，从而保证机械装置的正常运行和使用寿命。
机械零件的强度
σa
σa
σσ-1-1e A M’2 D
G
M
Oσm
潘存云教授研制
σm
σｓ C
通过联立直线M M’2和AG的方程可求解M’2点的坐标为
'max
1e
m 1
K
1
(K a ) m
K
'ae
1
a
K
m
计算安全系数及 疲劳强度条件为
Sca
lim
m ax max
-1 (K K ( a
K a m
计算安全系数及疲劳强度条件为
Sca
lim
m ax max
-1 K a m
≥S
N点的极限应力点N’1位于 直线CG上，
σa σσ-1-1e A
σ’ae σa
有 'max ae m e s
O
这说明工作应力为N点时，首先可能发生的是屈服失效。
故只需要进行静强度计算即可。
极限为 σ-1e
且总有 σ-1e ＜ σ-1
由于材料试件是一种特殊的结构，而实际零件的几何形状、
45˚
45˚
Ｏ σ0 /2
σS
Cσm
尺寸大小、加工质量及强化因素等与试件有区别，使得零件的
疲劳极限要小于材料试件的疲劳极限。
定义弯曲疲劳极限的综合影响系数
K
1 1e
1e 1 K
在不对称循环时，Ｋσ是试件与零件极限应力幅的比值。
σS
弯曲疲劳极限的综合影响系数Ｋσ 反映了应力集中、
尺寸因素、表面加工质量及强化等因素的综合影响结果。
其计算公式如下
K
k
1
1
1
q
其中：kσ ——有效应力集中系数；εσ ——尺寸系数； βσ ——表面质量系数； βq ——强化系数。
第3章机械零件的强度
压应力远远大于拉伸应力，取最大应力
ca max
杜永平 机械零件的强度
b、双向应力
x y x y 2 2 ca ( ) xy 2 2
② 最大剪应力理论（第三强度理论）
ca 2 4 2
③ 最大形变能理论（第四强度理论）
ca 3
杜永平 机械零件的强度
lim S 极限应力与许 [ ]
二、静应力（static stress）的强度计算
1. 单向应力状态 应力变化次数小于10 3
危险剖面的最大应力即为计算应力
ca max
2. 双向理论）
a、脆性材料
静强度条件
s lim s Sca S max a m
杜永平
机械零件的强度
3. 变应力的最小应力保持不变 ( min C ) 情况
受轴向变载荷螺栓联接的应力状态
杜永平
机械零件的强度
min m a C
M点的极限应力为
杜永平
' max
第三章 机械零件的强度
一、 基本概念 作用在零件 1. 载荷（load） 上的外力 按理论力学 考虑动力参数、 公称载荷（nominal load） 方法计算出 工作阻力的变动 来的载荷 而计算出的载荷 用F 、M 、T 表示
n n n
计算载荷（calculated load）
用Fca、Mca、Tca表示
N D不大时， N 0= N D
N D很大时， N 0< N D
任意循环N次的疲劳极限：
rN r
m
N0 r KN N
式中：K N——寿命系数
杜永平
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机械零件的强度.第一篇总论第三章机械零件的强度3-1 某材料的对称循环弯曲疲劳极限σ-1=180MPa，取循环基数N=5⨯106，m=9，试求循环次数N分别为7000，2500，620000次是时的有限寿命弯曲疲劳极限。
3-2 已知材料的力学性能为σS=260MPa，σ-1=170MPa，ψσ=0.2,试绘制此材料的简化极限应力线图（参看图3-3中的A’D’G’C）。
3-3 一圆轴的轴肩尺寸为：D=72mm，d=62mm，r=3mm。
材料为40CrNi，其强度极限σB =900MPa，屈服极限σS=750MPa，试计算轴肩的弯曲有效应力集中系数kσ。
3-4 圆轴轴肩处的尺寸为：D=54mm，d=45mm，r=3mm。
如用题3-2中的材料，设其强度极限σB=420MPa，试绘制此零件的简化极限应力线图。
3-5 如题3-4中危险截面上的平均应力σm =20MPa，应力幅σa=900MPa，试分别按：a）r=C；b）σm=C，求出该截面的计算安全系数Sca。
第二篇联接第五章螺纹联接和螺旋传动5-1 分析比较普通螺纹、管螺纹、梯形螺纹和锯齿形螺纹的特点，各举一例说明它们的应用。
5-2 将承受轴向变载荷的联接螺栓的光杆部分做得细些有什么好处？5-3 分析活塞式空气压缩机气缸盖联接螺栓在工作时的受力变化情况，它的最大应力，最小应力如何得出？当气缸内的最高压力提高时，它的最大应力、最小应力将如何变化？5-4 图5-49所示的底板螺栓组联接受外力F∑的作用。
外力F∑作用在包含x轴并垂直于底板接合面的平面内。
试分析底板螺栓组的受力情况，并判断哪个螺栓受力最大？保证联接安全工作的必要条件有哪些？5-5 图5-50是由两块边板和一块承重板焊成的龙门起重机导轨托架。
两块边板各用4个螺栓与立柱相联接，托架所承受的最大载荷为20kN，载荷有较大的变动。
试问：此螺栓联接采用普通螺栓联接还是铰制孔用螺栓联接为宜？为什么？5-6 已知一个托架的边板用6个螺栓与相邻的机架相联接。
托架受一与边板螺栓组的垂直对称轴线相平行、距离为250mm、大小为60kN的载荷作用。
现有如图5-51所示的两种螺栓布置型式，设采用铰制孔用螺栓联接，试问哪一种布置型式所用的螺栓直径较小？为什么？5-7 图5-52所示为一拉杆螺栓联接。
已知拉杆所受的载荷F=56kN，载荷稳定，拉杆材料为Q235钢，试设计此联接。
5-8 两块金属板用两个M12的普通螺栓联接。
若结合面的摩擦系数f=0.3，螺栓预紧力控制在其屈服极限的70%。
螺栓用性能等级为4.8的中碳钢制造,求此联接所能传递的横向载荷。
5-9 受轴向载荷的紧螺栓联接，被联接钢板间采用橡胶垫片。
已知螺栓预紧力F0=15000N，当受轴向工作载荷F=10000N时，求螺栓所受的总拉力及被联接件之间的残余预紧力。
5-10 图5-24所示为一汽缸盖螺栓组联接。
已知汽缸内的工作压力p=0~1Mpa，缸盖与缸体均为钢制，直径D1=350mm，D2=250mm，上下凸缘厚均为25mm，试设计此联接。
5-11 设计简单千斤顶（参见图5-41）的螺栓和螺母的主要尺寸。
起重量为40000N，起重高度为200mm，材料自选。
第六章键、花键、无键联接和销联接6-1 为什么采用两个平键时，一般布置在沿周向相隔180︒的位置；采用两个楔键时，相隔90︒~120︒；而采用两个半圆键时，却布置在轴的同一母线上？6-2 胀套串联使用时，为何要引入额定载荷系数m？为什么Z1型胀套和Z2型胀套的额定载荷系有明显的差别？6-3 在一直径d=80mm的轴端，安装一钢制直齿圆柱齿轮（图6-26），轮毂宽度L’=1.5d，工作时有轻微冲击。
试确定平键联接的尺寸，并计算其允许传递的最大转矩。
6-4 图6-27所示的凸缘半联轴器及圆柱齿轮，分别用键与联轴器的低速轴相联接。
试选择两处键的类型及尺寸，并校核其联接强度。
已知：轴的材料为45钢，传递的转矩T=1000N m，齿轮用锻钢制成，半联轴器用灰铸铁制成，工作时有轻微冲击。
6-5 图6-28所示的灰铸铁V带轮，安装在直径d=45mm，带轮的基准直径d d=250mm，工作时的有效拉力F=2 kN，轮毂宽度L’=65mm，工作时有轻微振动。
设采用钩头楔键联接，试选择该楔键的尺寸，并校核联接的强度。
6-6 图6-29所示为变速箱中的双联滑移齿轮，传递的额定功率P=4kW，转速n=250r/min。
齿轮在空载下移动，工作情况良好。
试选择花键类型和尺寸，并校核联接的强度。
6-7 图6-30所示为套筒式联轴器，分别用平键及半圆键与两轴相联接。
已知：轴径d=38mm，联轴器材料为灰铸铁，外径D1=90mm。
试分别计算两种联接允许传递的转矩，并比较其优缺点。
第七章铆接、焊接、铰接和过盈联接7-1 现有图7-26所示的焊接接头，被焊件材料均为Q235钢，b=170mm，b1=80mm，δ=12mm，承受静载荷F=0.4MN，设采用E4303号焊条手工焊接，试校核该接头的强度。
7-2 上题的接头如承受变载荷F max=0.4MN，F min=0.2MN，其它条件不变，接头强度能否满足要求？7-3 试设计图7-10所示的不对称侧面角焊缝，已知被焊件材料均为Q235钢，角钢尺寸为100⨯100⨯10（单位为mm），截面形心c到=a=28.4mm，用E4303号两边外侧的距离z焊条手工焊接，焊缝腰长k=δ=10mm，静载荷F=0.35MN。
7-4 现有45钢制的实心轴与套筒采用过盈联=120mm，配接，轴径d=80mm，套筒外径d2合长度l=80mm，材料的屈服极限σ=360MPa，配合面上的摩擦系数f=0.085，S轴与孔配合表面的粗糙度分别为 1.6及3.2，传递的转矩T=1600N⋅m，试设计此过盈联接。
7-5 图7-27所示的铸锡磷青铜蜗轮轮圈与铸铁轮芯采用过盈联接，所选用的标准配合为H8/t7，配合表面粗糙度均为3.2，设联接零件本身的强度足够，试求此联接允许传递的最大转矩（摩擦系数f=0.10）。
第三篇机械传动第八章带传动8-1 V带传动的n1=1450r/MIN，带与带轮的当量摩擦系数f v=0.51，包角α1=180︒，预紧力F0=360N。
试问：（1）该传动所能传递的最大有效拉力为多少？（2）若d d1=100mm，其传递的最大转矩为多少？（3）若传动效率为0.95，弹性滑动忽略不计，从动轮输出功率为若干？8-2 V带传动传递的功率P=7.5kW，带速v=10m/s，紧边拉力是松边拉力的两倍，即F1=2F2，试求紧边拉力F1、有效拉力F e和预紧力F0。
8-3 已知一窄V带传动的n1=1450r/min，n2=400r/min，d d1=180mm，中心距a=1600mm，窄V带为SPA型，根数z=2，工作时有振动，一天运转16h（即两班制），试求带能传递的功率。
8-4 有一带式输送装置，其异步电动机与齿轮减速器之间用普通V带传动，电动机功率P=7kW，转速n1=960r/min，减速器输入轴的转速n2=330r/min，允许误差为 5%，运输装置工作时有轻度冲击，两班制工作，试设计此带传动。
第九章链传动9-1 如图9-17所示链传动的布置形式，小链轮为主动轮，中心距a=（30~50）p。
它在图a、b所示布置中应按哪个方向回转才算合理？两轮轴线布置在同一铅垂面内（图c）有什么缺点？应采取什么措施？a b图 9-179-2 某链传动传递的功率P=1 kW，主动链轮转速n1=48r/min，从动链轮转速n2=14r/min，载荷平稳，定期人工润滑，试设计此链传动。
9-3 已知主动链轮转速n1=850r/min，齿数z1=21，从动链轮齿数z2=99，中心距a=900mm，滚子链极限拉伸载荷为55.6kN，工作情况系数K A=1，试求链条所能传递的功率。
9-4 选择并验算一输送装置用的传动链。
已知链传动传递的功率P=7.5kW，主动链轮的转速n1=960r/min，传动比i=3，工作情况系数K A=1.5，中心距a≤650mm(可以调节)。
第十章齿轮传动10-1 试分析图10-47所示的齿轮传动各齿轮所受的力（用受力图表示出各力的作用位置及方向）。
10-2 如图10-48所示的齿轮传动，齿轮A、B和C的材料都是中碳钢调质，其硬度：齿轮A为240HBS，齿轮B为260HBS，齿轮C为220HBS，试确定齿轮B的许用接触应力[σH ]和许用弯曲应力[σF]。
假定：（1）齿轮B为“惰轮”（中间轮），齿轮A为主动轮，齿轮C为从动轮，设K FN= K HN=1；（2）齿轮B为主动轮，齿轮A和齿轮C均为从动轮，设K FN= K HN=1；ABC图10-48 齿轮传动许用应力分析10-3 对于作双向传动的齿轮来说，它的齿面接触应力和齿根弯曲应力各属于什么循环特性？在作强度计算时应怎样考虑？10-4 齿轮的精度等级与齿轮的选材及热处理方法有什么关系？10-5 要提高齿轮的抗弯疲劳强度和齿面抗点蚀能力有哪些可能的措施10-6 设计铣床中的一对圆柱齿轮传动，已知P1=7.5kW，n1=1450r/min，z1=26，z2=54，寿命L h=12000h，小齿轮相对其轴的支承为不对称布置，并画出大齿轮的结构图。
10-7 某齿轮减速器的斜齿圆柱齿轮传动，已知n1=750r/min，两轮的齿数为z1=24，z2=108，β=9º22′，m n=6mm，b=160mm，8级精度，小齿轮材料为38SiMnMo（调质），大齿轮材料为45钢（调质），寿命20年（设每年300工作日），每日两班制，小齿轮相对其轴的支承为对称布置，试计算该齿轮传动所能传递的功率。
10-8 设计小型航空发动机中的一对斜齿圆柱齿轮传动，已知P1=130kW，n1=11640r/min，z1=23，z2=73，寿命L h=100h，小齿轮作悬臂布置，使用系数K A=1.25。
10-9 设计用于螺旋输送机的闭式直齿锥齿轮传动，轴夹角∑=90º，传递功率P1=1.8kW，转速n1=250r/min，齿数比u=2.3，两班制工作，寿命10年（每年按300天计算），小齿轮作悬臂布置。
第十一章蜗杆传动11-1 试分析图11-26所示蜗杆传动中各轴的回转方向\蜗轮轮齿的螺旋方向及蜗杆、蜗轮所受各力的作用位置及方向。
11-2 图11-27所示为热处理车间所用的可控气氛加热炉拉料机传动简图。
已知：蜗轮传递的转矩T2=405 N m，蜗杆减速器的传动比i12=20，蜗杆转速n1=480r/min，传动较平稳，冲击不大。
工作时间为每天8h，要求工作寿命为5年（每年按300工作日计），试设计该蜗杆传动。
11-3 设计用于带式输送机的普通圆柱蜗杆传动，传递功率P1=5.0kW，n1=960r/min，传动比i=23，由电动机驱动，载荷平稳。