1、第四章齒輪傳動(dòng)4- 2解：選擇齒輪材料及熱處理方法時(shí)應(yīng)考慮：輪齒表面要有足夠的硬度以提高齒面抗點(diǎn)蝕和抗磨損的能力；輪齒芯部要有足夠的強(qiáng)度和韌性，以保證有足夠的抗沖擊能力和抗 折斷能力；對(duì)軟齒面，大小輪面要有一定的硬度差HBS=HBS+（ 2050）,以提高其抗膠合能力。同時(shí)還應(yīng)考慮材料加工的工藝性和經(jīng)濟(jì)性等。常用材料：45鋼，40Cr等各種鋼材，其次是鑄鐵和鑄鋼，塑料齒輪的采用也增多。 熱處理方式：以調(diào)質(zhì)，正火、表面淬火及低碳合金鋼的滲碳淬火最常見。軟硬齒面是以齒面硬度來分，當(dāng)HBSK 350時(shí)為軟齒面?zhèn)鲃?dòng)，當(dāng)HBS350時(shí)為硬齒面?zhèn)鲃?dòng)。4- 3解：設(shè)計(jì)齒輪時(shí)，齒數(shù)z,齒寬b應(yīng)圓整為整數(shù)；中心

2、距a應(yīng)通過調(diào)整齒數(shù)，使其為整數(shù)（斜 齒傳動(dòng)中要求為0或5的整數(shù)）；模數(shù)應(yīng)取標(biāo)準(zhǔn)值（直齒中端面模數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，斜齒中法面模數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)），d, da, df為嚙合尺寸應(yīng)精確到小數(shù)點(diǎn)后二位；.1,.2須精確到“秒”。4- 9解：在齒輪強(qiáng)度計(jì)算中，齒數(shù) 乙（小齒輪齒數(shù)）應(yīng)大于最小齒數(shù)，以免發(fā)生根切現(xiàn)象；一般 閉式軟齒面zi取得多一些（乙=2540）,閉式硬齒面少一些（Zi=2025）,開式傳動(dòng)更少（Zi=1720）。因?yàn)閐i=mz，當(dāng)di不變時(shí)，zif, mJ,彎曲強(qiáng)度J,但重合度f,傳動(dòng)平穩(wěn)性f,同時(shí)由于齒高降低，齒頂圓直徑減小，滑動(dòng)速度減小，有利于減小輪齒磨損，提高 抗膠合能力，同時(shí)使加工工時(shí)減

3、少，加工精度提高，故在滿足彎曲強(qiáng)度的條件下，取較多的齒數(shù)和較小的模數(shù)為好。閉式軟齒面?zhèn)鲃?dòng)按接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)，其彎曲強(qiáng)度很富裕， 故可取較多的齒數(shù)；閉式硬齒面及開式傳動(dòng)， 應(yīng)保證足夠的彎曲強(qiáng)度， 模數(shù)m是主要因素， 故乙取得少一些，m取得大一些。齒寬系數(shù)d=b/di, df（假設(shè)di不變）則bf,輪齒承載能力f,但載荷沿齒寬分 布的不均勻性f,故d應(yīng)按表9-I0推薦的值選取。螺旋角 =8 25。，螺旋角取得過小（ 25 ）會(huì)產(chǎn)生較大的軸向力，從而對(duì)軸及軸承的設(shè)計(jì)提出較高的要求。4- I2解：（I） 一對(duì)標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，當(dāng)z、b、材料、硬度、傳動(dòng)功率及轉(zhuǎn)速都不變時(shí)，增大模數(shù)，則可提高齒根彎曲疲勞

4、強(qiáng)度，由于di增大，齒面接觸疲勞強(qiáng)度也相應(yīng)提高。（2）當(dāng)m下降，乙及zi增大，但傳動(dòng)比不變，di也不變時(shí)，因 m下降，其齒根彎曲疲 勞強(qiáng)度下降，因di不變，齒面接觸疲勞強(qiáng)度不變。4- i3解：該傳動(dòng)方案最不合理的是，因?yàn)檗D(zhuǎn)速不同，承載情況不同，使得兩對(duì)齒輪齒面接觸強(qiáng)度和齒根彎曲強(qiáng)度是不等的。低速級(jí)齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩在忽略效率的情況下，大約為第一級(jí)的2.5倍（i=Z2/ Zi=50/20=2.5 ）,而兩對(duì)齒輪參數(shù)，材質(zhì)表面硬度等完全相同，那么如果滿足 了第二級(jí)齒輪的強(qiáng)度，則低速級(jí)齒輪強(qiáng)度就不夠，反之，如果低速級(jí)齒輪強(qiáng)度夠了，則第二級(jí)齒輪傳動(dòng)就會(huì)過于富裕而尺寸太大，所以齒輪參數(shù)的確定是不合理。齒輪的

5、參數(shù)z、m及齒寬b等對(duì)箱體內(nèi)的高速級(jí)或低速級(jí)應(yīng)有所不同，高級(jí)速要求傳動(dòng)平穩(wěn)，其傳遞的轉(zhuǎn)矩小， 故zi取多一些，齒寬系數(shù)d取小一些，低速級(jí)傳遞轉(zhuǎn)矩大，要求承載能力高，可取少一些的Z1,使m大一些，齒寬系數(shù)d也大一些。其次，齒輪相對(duì)軸承的布置也不合理。彎曲對(duì)軸產(chǎn)生的變形與扭矩對(duì)軸產(chǎn)生的變形產(chǎn)生疊加增加了載荷沿齒輪寬度的分布不均勻性，為緩和載荷在齒寬上的分布不均勻性，應(yīng)使齒輪離遠(yuǎn)扭矩輸入（輸出）端4- 27解：（1）低速級(jí)直齒圓柱齒輪傳動(dòng)1. 選擇材料查表小齒輪 45鋼調(diào)質(zhì)，HBS=217255，大齒輪45鋼正火，HBS=162217。計(jì)算時(shí) 取 HBS=230, HBS=190。（HBSHBS=2

6、30190=40，合適）2. 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度初步設(shè)計(jì)由式d3 3KT3 2 （u 1）d二huP111）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T3 =9550 2 =9550520 N2mn2970/4.82）齒寬系數(shù)d,由表知，軟齒面、非對(duì)稱布置，取d=0.83）齒數(shù)比u,對(duì)減速傳動(dòng)，u=i=3.84）載荷系數(shù)K,初選K=2 （直齒輪，非對(duì)稱布置）5）確定許用接觸應(yīng)力由式I-h如ZnSha. 接觸疲勞極限應(yīng)力 CHlim由圖9-34c查得二Hlim3=580MPa由圖查得 Eim4=390MPa按 圖中MQ查值）b. 安全系數(shù)Sh,由表查得，取 Sh=1c. 壽命系數(shù)Zn,由式計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60ant

7、式中 a=1, r）2=970/4.8=202r/min , t=10 250 8 仁20000hN3 =60ant =60 1 202 20000 = 2.43 108N4 二N3/S 二迢衛(wèi)8 =0.64 108查圖得Zn3=1.1 ,Zn4=1.17 （均按曲線Hlim3 -7L- H3ZN3Sh3.81查得）580 1.1638 MPa1Hlim 4 -H4Z n4Sh6）計(jì)算小齒輪分度圓直徑ds390 1.17 二456.3MPa766 3 dKT：2（Uu1）=766 32 52038 1 =152.47 mm0.8 456.3 3.87）初步確定主要參數(shù)a. 選取齒數(shù)，取Z3=3

8、1 Z4=UZ1=3.8 31=118b. 計(jì)算模數(shù)口 =色 J52*47 =4.92 mmZ331取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m=5mmc. 計(jì)算分度圓直徑d3=mz=5x31=155mm152.47mm 合適) d4=mz=5 118=590mmd. 計(jì)算中心距11a =(4 +d4) =-(155 + 590) =3725 mm22為方便箱體加工及測(cè)量，取Z2=119,則d2=5 119=595mm1 1a (d1 d2)(155 595) =375 mm傳動(dòng)比誤差 (35)%e. 計(jì)算齒寬b = d d3 =0.8 155 =124 mm取 b=125mm3. 驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度由式h門二ZeZhZ

9、2000KT3(U ddfu1）彈性系數(shù)Ze,由表查得 Ze=189.8 , MPa2）節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) Zh,由圖查得Zh=2.53）重合度系數(shù)Z .由. ：1.883.2 =1.88-3.21.75遼3Z4丿119丿則Z 嚴(yán).：4j.75 =0.866耳 334）載荷系數(shù) K=KxKKh；Kh;.a. 使用系數(shù)Ka,由表查得 K=1.25d3n23.14 155 202 “b. 動(dòng)載何系數(shù)Kv,由v 匸1.64 m/s60X100060X1000查圖得Kv=1.12 （初選8級(jí)精度）c. 齒向載荷分布系數(shù)Kh :由表按調(diào)質(zhì)齒輪，8級(jí)精度，非對(duì)稱布置，裝配時(shí)不作檢驗(yàn)調(diào)整可得先求b nfb 2-。

10、丿衛(wèi)丿 = .23+0.18 漢 1+0.6.I125 Fd125 匕55丿匕55丿Kh b = A + B 1+0.6 I=1.47d.齒間載荷分配系數(shù)Ft3U IOC 10b0.61 10 125Kh :，由表 9-82000T32000 52036710 nd3155125Ka3 J25 6710 =67.1 N/mm100N/mm11Kh = =1.3z2 0.8662故 K=KaK/Kh.Kh-=1.25 1.12 1.47 1.3=2.685) 驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度2000KT3 (u 1)Ch =ZeZhZ 3*ddau2000 2.68 520 (3.8 1)=189.8 2.

11、5 0.866由式1)2)a.KFt匚FLYFaYsaYf bmFt=6710N, b=125mm m=5mmK=KaK/KflKf.Ka同前，即 Ka=1.25b.c.由前可知載荷系數(shù)使用系數(shù)動(dòng)載荷系數(shù)K/同前，即01.12齒向載荷分布系數(shù) &|.:，20.8 15523.8=446.7MPa：L-H4 l_456.3MPa (安全)驗(yàn)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度由圖，當(dāng) Kf =1.47 , b/h=125/2.25M=125/(2.255)=11.11 時(shí)，查出 Kf ：=1.4d.齒間載荷分配系數(shù) &：.Y =0.25+0.75/故3)4)5)6)由 KFt/ b=67.1N/mma4 = 1.

12、81重合度系數(shù)Y，由前，Y =0.68許用彎曲應(yīng)力CF由式“= ：im YnYxSF式中OFlim由圖查得：OFiim3=430MPa Siim4=320MPa(按 MQ查值)；安全系數(shù) Sf,由表取 Sf=1.25 ;壽命系數(shù) YN 由 2=2.43 1 08, N4=6.4 107，查圖得 Yn3=0.9 , Yn4=0.94，尺寸 系數(shù) YX 由 m= 5mm 查 Y.5)4 241 MPaSF1.257)驗(yàn)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度%=護(hù)YFa3Ysa3丫嚴(yán)空嚴(yán)漢2.53 x 1.63 x0.68 bm125 漢5=86.7 MPa :二F3 = 310 MPa=82.6 MPa : ；F4

13、=241 MPa故彎曲疲勞強(qiáng)度足夠4. 確定齒輪的主要參數(shù)及幾何尺寸Z3=31, Z4=119, m=5mm a=375mm分度圓直徑d3 =mz3 =5 31 =155mmd 4 = mz4 = 5 119 = 595 mm齒頂圓直徑da3=d3+2m=155 2 5=165mmda4=d4+2m=595 2 5=605mm齒根圓直徑df3=d3.5 m=155_2.5 5=142.5mmdf4=d4 25 n=595-2.5 5=582.5mm齒寬b2=b=125mmbi =b2+(510)mm=125+(510)=(130135)mm 取 bi=135mm中心距a=；(d3 d4)=；(

14、155 595)=375mm5. 確定齒輪制造精度小輪標(biāo)記為：8GJ GB/T10095 -1988大輪標(biāo)記為：8HK GB/T10095 _19886. 確定齒輪的結(jié)構(gòu)、尺寸并繪制零件工作圖(略)(2)高速級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)1. 選擇材料：同前。2. 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度初步設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)公式d1 7563KT1 2 (U 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 =9550=9550 衛(wèi) 108.3 N2mn1970 齒寬系數(shù)d,由表取d =1 (軟齒面，非對(duì)稱布置) 齒數(shù)比u=i =4.8 (減速傳動(dòng)) 載荷系數(shù)K,取K=2 許用接觸應(yīng)力Ch由式- Hlim ZnSha. 接觸疲勞極限應(yīng)力，同直齒輪OHlim1 =58

15、0MPa iim2 =390MPab. 安全系數(shù) S,由查得，取 Sh=1c. 壽命系數(shù)Zn,由式計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60ant式中 a=1, n1=970r/min , t=10 250 8 1=20000h9N=60ant =60970 x20000=1164x1098N=N/i 1=1.164 勺0/4.8=2.43 : 756 32V略叭KTi(u 1)u 二756：42922 108.3 4.81 =85.02 mm4.87)a.b.初步確定主要參數(shù) 選取齒數(shù)取Z1=34,初選=15。Z2=uzi=4.8 34=163.2 ,取 Z2=163c.計(jì)算法向模數(shù)mnd1 sin I ：8

16、5.02 cos15Z134= 2.42 mm取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=2.5mmd.計(jì)算中心距a = mn(Z1+Z2)=2.534+163)=254.94 mm 2cosP-為便于箱體的加工及測(cè)量，取a=255mm計(jì)算實(shí)際螺旋角一：2cos15e.f.Rmn(Z1 +Z2)2.5x(34+163) dc nconono1-二 arccosJ 12 arccos15.052939242a2X255=15 311計(jì)算分度圓直徑Z134dt =mn 一 =2.5 =88.02 mm 85.02 mmcos ：COS15.05294.Z2d2 =mnosi163= 2.5 cos15；294 21.98mm驗(yàn)

17、證g.圓整取3.1ad1 d22輪齒寬度b= d2b=90mm驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度1(88.02 421.98) =255mm2d=1 88.02=88.02mm由式二h = ZeZhZ Z bKFt1(u 1h,bd1 u2)3)1)彈性系數(shù)Ze,由查得Ze=189.8 . MPa節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)Zh,由圖查得Zh=2.4 重合度系數(shù)Z 先由廠警=業(yè)呼=2心，知Z ,cos=1.88-3.2Z1Z21=0.764Z 宀J 1.71 二4)螺旋角系數(shù) Z = . cosY = -7cos15.05294 =0.9835)圓周力亓二鳴=200 108d2461N88.026)a.載荷系數(shù)使用系數(shù)d1

18、K=KaK/Kh-.Kh,Ka,由表查得Ka=1.25b.動(dòng)載系數(shù)由八二訕60漢10008級(jí)精度）& -:，由表,=二 88.02 97=447mm/s60 1000K=1.17 （初取齒向載荷分布系數(shù) 不作檢驗(yàn)調(diào)整可得-Kh b= A+B 1+0.6 |查圖,c.按調(diào)質(zhì)齒輪，8級(jí)精度，非對(duì)稱布置，裝配時(shí)-Q丿=1.23+0.18 心0.6 亠C10 b88.02 2 器 2 61 忙 9090= 1.59d.齒間載荷分配系數(shù) 憶:，由KaR 1.25 2461= 34.18 :100 N/mm90查表得K H a 二 K Fa，式中cos : b;=1.71tano(ntan 20= arc

19、ta narcta n=20.65cosECOS15.05294*r cosB cosctncos15.05294 cos20 cos bn0.9698co網(wǎng)cos20.65a1.71 =82COS2 Eb0.96982K=KaKK/Kh：=1.25 1.17 1.59 1.82=4.23KFt(u+1)、_h =ZeZhZ Z, bd1u4.23 x 2461 (4.8+1) =189.8 2.4 0.764 0.983V 9088.024.8= 431.08 MPa 丄-H2 1-429 MPa盡管H2，但末超過5%故可用。4.由式H驗(yàn)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度KFt6LYFaYSaYYW fbm

20、nFt=2461N, b=90mm m=2.5mm由前已知:1)2)載何系數(shù) K=KaK/Kf Kf-；a.使用系數(shù)Ka同前，即 Ka=1.25b.動(dòng)載系數(shù)心同前，即31.17c.齒向載荷分布系數(shù) & 7由圖當(dāng)Kh-1.59 ,b _90h 2.25mn90_2.25 2.5=16，查出 & 一=1.49d.齒間載荷分布系數(shù)&由前可知:=1.70 ,艸=2.98，貝則；=一 + 艸=1.71+2.98=4.69 0.750.75由式Y(jié)g = 0.250.250.69Sa1.714.691.71 0.69= 3.97前面已求得Kf-=1.821 ,故計(jì)算時(shí)取15.05294=0.871204)5

21、)6)重合度系數(shù)螺旋角系數(shù);=1 及-=15.052947)a.b.c.d.Y，由式 1 - ；b，得丫廣1 -1許用彎曲應(yīng)力-f,彎曲疲勞極限應(yīng)力 安全系數(shù) 壽命系數(shù) 尺寸系數(shù)S,Yn,Y, FlirnSfCFlim，同直齒，由表取S=1.25YnYx即:Fim =430Mpa, ；Flim2 =320MPa82=2.43 10 查，Yn1=0.88 , Yn2=0.9Y1=Yk2=16由 N=1.164 109,由m=2.5mm查圖，=_FjmlY Yx10.88 1 =303 MPaSp1.25* =SsYn2Y =ndn2=Z2/ Z1 dd1;因?yàn)槲仐U分度圓直徑 d1=Z1n/tan

22、，而不是 d1=Z1m（2） 同理:a=（d1+d2）/2 豐 mz1+Z2）/2 ；（3） Ft2=2000H/d2工2000T1i /d2；因?yàn)槲仐U傳動(dòng)效率較低， 在計(jì)算中，不能忽略不計(jì)，T2=i 。5- 10解：當(dāng)蝸輪材料選得不同時(shí)，其失效形式不同，故其許用接觸應(yīng)力也不同。當(dāng)蝸輪材料為錫青銅時(shí)，其承載能力按不產(chǎn)生疲勞點(diǎn)蝕來確定，因?yàn)殄a青銅抗膠合能力強(qiáng)，但強(qiáng)度低，失效形式為齒面點(diǎn)蝕，其許用接觸應(yīng)力按不產(chǎn)生疲勞點(diǎn)蝕來確定。當(dāng)蝸輪材料為鑄鐵 或無錫青銅時(shí)，其承載能力主要取決于齒面膠合強(qiáng)度，因這類材料抗膠合能力差，失 效形式為齒面膠合，通過限制齒面接觸應(yīng)力來防止齒面膠合，許用接觸應(yīng)力按不產(chǎn)生 膠

23、合來確定。5- 12解：對(duì)于連續(xù)工作的閉式蝸桿傳動(dòng)進(jìn)行熱平衡計(jì)算其目的是為了限制溫升、防止膠合。蝸桿傳動(dòng)由于效率低，工作時(shí)發(fā)熱量大，在閉式傳動(dòng)中，如果散熱不良溫升過高，會(huì)使?jié)?滑油粘度降低，減小潤(rùn)滑作用，導(dǎo)致齒面磨損加劇，以至引起齒面膠合，為使油溫保 持在允許范圍內(nèi)，對(duì)連續(xù)工作的閉式蝸桿傳動(dòng)要進(jìn)行熱平衡計(jì)算，如熱平衡不能滿足 時(shí)可采用以下措施：增大散熱面積A：加散熱片，合理設(shè)計(jì)箱體結(jié)構(gòu)。增大散熱系數(shù)Ks :在蝸桿軸端加風(fēng)扇以加速空氣的流通；在箱體內(nèi)裝循環(huán)冷卻管道，采用壓力 噴油循環(huán)潤(rùn)滑5- 15解：（1）根據(jù)蝸桿與蝸輪的正確嚙合條件，可知蝸輪2與蝸桿1同旋向一一右旋。為使II軸上所受軸向力能抵

24、消一部分，蝸桿3須與蝸輪2同旋向右旋，故與之嚙合的蝸輪4也為右旋。（2）II軸和III軸的轉(zhuǎn)向見上圖。蝸桿效率 （忽略軸承，攪油的效率）凹0.41tan（ 幾）tan（5.717.97 ）式中：tan =zmd1=13 5/50=0.1 ，貝U =5.71 由 fv=0.14 查表得v=7 58作用于蝸輪上的轉(zhuǎn)矩 T2T2=iT1=（Z2/ z0.1沖，故Q（3）因?yàn)?5.71 ，*=50*0.41*40/仁821.69N 2m2T 2 821.69 103 8216.9 N200 1200, i愈大，則帶傳遞的最大有效拉力愈大，但由于結(jié)構(gòu)受限i 1800。初拉力Fo直接影響帶傳動(dòng)的工作能力。

25、F。愈大，其最大有效拉力也愈大，適當(dāng)?shù)某趵κ潜ＷC帶傳動(dòng)正常工作的重要因數(shù)之一。但過大的Fo會(huì)使帶的壽命降低，軸和軸承的壓軸力增大， 也會(huì)使帶的彈性變形變成塑性變形， 反而使帶松弛， 而降低工作能力。帶與帶輪表面的摩擦系數(shù) f 也影響帶傳動(dòng)的工作能力， 增大 f 可提高帶與輪面之間 的摩擦力，即最大有效拉力。但會(huì)因磨損加劇而大大降低帶的壽命。6-12解：由于傳動(dòng)帶不是完全彈性體， 帶工作一段時(shí)間后會(huì)因伸長(zhǎng)變形而產(chǎn)生松弛現(xiàn)象， 使初拉 力降低， 帶的工作能力也隨之下降。 因此為保證必需的初拉力應(yīng)及時(shí)重新張緊， 故要有張緊 裝置。常用的張緊方法是調(diào)整帶傳動(dòng)的中心距。 如把裝有帶輪的電動(dòng)機(jī)安裝在滑道

26、上， 并用調(diào) 整螺栓調(diào)整或擺動(dòng)電動(dòng)機(jī)底座并用調(diào)整螺栓使底座轉(zhuǎn)動(dòng)來調(diào)整中心距。如中心距不可調(diào)整時(shí)可采用張緊輪。 張緊輪一般放置在帶的松邊上， 壓在松邊的內(nèi)側(cè)并靠近大帶輪。 這樣安裝可 避免帶反向彎曲降低帶的壽命，且不使小帶輪的包角減小過多。6-13解：因?yàn)閱胃鵙帶的功率P主要與帶的型號(hào)，小帶輪的直徑和轉(zhuǎn)速有關(guān)。轉(zhuǎn)速高，R增大，則V帶根數(shù)將減小(z=KaP/(P+A P)KKl),因此應(yīng)按轉(zhuǎn)速低的工作情況計(jì)算帶的根數(shù)，這 樣高速時(shí)更能滿足。同時(shí)也因?yàn)镕=Fv,當(dāng)P不變時(shí)，v減小，則F增大，則需要的有效拉力大，帶的根數(shù)應(yīng)增加。按 300r/min設(shè)計(jì)的V帶傳動(dòng)，必然能滿足600r/min的要求，反之

27、則 不行。6-14解：當(dāng)d2由400mm減小為280mm時(shí)，滿足運(yùn)輸帶速度提高到 0.42m/s的要求。但由于運(yùn)輸 帶速度的提高，在運(yùn)輸機(jī)載荷F不變的條件下，因?yàn)?F=Fv。即輸出的功率增大，就 V帶傳動(dòng)部分來說，小輪轉(zhuǎn)速n1 及 d1 不變，即帶速不變，而傳遞的功率要求增加，帶上有效拉力也必須增加，則V帶根數(shù)也要增加，故只改變d2是不行的?？梢栽黾?V帶的根數(shù)或重新選擇帶的型號(hào)來滿足輸出功率增大的要求。不過通常情況下， 齒輪傳動(dòng)和帶傳動(dòng)是根據(jù)同一工作機(jī)要求的功率或電動(dòng)機(jī)的額定 功率設(shè)計(jì)的。若齒輪傳動(dòng)和電動(dòng)機(jī)的承載能力足夠，帶傳動(dòng)的承載能力也能夠，但d2的變化會(huì)導(dǎo)致帶傳動(dòng)的承載能力有所變化，是

28、否可行，必須通過計(jì)算做出判斷。6-19解：因?yàn)閦=KaP/(R+P)KKl，所以F=z(P+P)KKl/Ka查表得工況系數(shù)KA=1.1查表得B型帶的P=4.39kW由 i =n1/n2=d2/d1=650/180=3.6得P1=0.46kW由 1=1800-( d2-d1)*57.3 0/a=1800-(650-180)*57.3 0/916=150.6 0查表得K =0.9322由 La=2a+ (d1+d2)/2+( d2-d1)2/4a=2*916+(180+650)/2+(650-180) 2/4*916=3195mm取Ld =3150mm由已知條件，得z=3故P=3*(4.39+0.

29、46)*0.93*1.07/1.1=13.16kW6-20解： 1）確定設(shè)計(jì)功率 Pc查表得工況系數(shù) KA=1.2Pc=KA* P=1.2*4=4.8kW2）選擇 V 帶型號(hào)根據(jù) Pc=4.8kW，n1=1440r/min 。查圖選用 A 型。3）確定帶輪基準(zhǔn)直徑 d1， d2查表A型V帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑dmin=75mm查表并根據(jù)圖中 A型帶推薦的di范圍取di=100mm則d2=i *d1=3.8*100=380mm查表基準(zhǔn)直徑系列取d2=375 mm傳動(dòng)比i =n1/ n2=d2/ d1 =375/1 00=3.75傳動(dòng)比誤差為（3.75-3.8）/3.8=-1.3% 5%允許4）驗(yàn)算帶

30、的速度v= d1n1/60*1000=*100*1440/60*1000=7.54m/s5) 確定中心距 a 和基準(zhǔn)長(zhǎng)度 Ld初取 ao：0.7( di+d2)w aw 2(di+d2)0.7(100+375) w ao1200，合適7) 確定V帶根數(shù)由 d1=100mm n=1440r/min，查表 7-4A 型帶的 R=1.32kWR=0.17kW。查表得K 0.918 ，查表得 KL=1.01 。則z FC/ P= FC/( P+ P1) K Kl=4.8/(1.32+0.17)*0.918*1.01=3.47取 z=4 根。8) 確定初拉力 F02F0=500Fc(2.5/ K )-1

31、/ zv+qv2 查表 A型帶q=0.10kg/m2F0=500*4.8(2.5/0.918)-1/4*7.54+0.10*7.542=143N9) 確定作用在軸上的壓軸力FQFQ=2zF0(si n(J2)=2*4*143*(si n148.980/2)=1102N第七章鏈傳動(dòng)7- 5解：鏈傳動(dòng)在工作時(shí)，雖然主動(dòng)輪以勻速旋轉(zhuǎn)，但由于鏈條繞在鏈輪上呈多邊形。這種多邊形嚙合傳動(dòng)，使鏈的瞬時(shí)速度 v=wicos 產(chǎn)生周期性變化（!在 i/2之間變化）。從而使從 動(dòng)輪轉(zhuǎn)速也產(chǎn)生周期性變化，與此同時(shí)鏈條還要上下抖動(dòng)。這就使鏈傳動(dòng)產(chǎn)生了運(yùn)動(dòng)不均勻性。這是不可避免的。影響運(yùn)動(dòng)不均勻性的因素有小鏈輪（主動(dòng)鏈

32、輪）轉(zhuǎn)速n 1,鏈條節(jié)距p及鏈輪齒數(shù)z。采用較小的節(jié)距，較多的齒數(shù)并限制鏈輪的轉(zhuǎn)速，可減少運(yùn)動(dòng)的不均勻性。7- 6解：zi不宜過小。因?yàn)閦i少會(huì)增加傳動(dòng)的不均勻性和附加動(dòng)載荷；其次增加鏈節(jié)間的相對(duì)轉(zhuǎn)角，而加速鉸鏈磨損；當(dāng)功率 P 一定時(shí)，鏈速v小（zi少，在ni 一定時(shí)，v降低），則 增大了鏈的拉力，使鏈條受力不好，加速了鏈和鏈輪的損壞。Z2=izi, z2不宜過多，因?yàn)殒溳喎侄葓A直徑 d=p/sin（ 180/z），當(dāng)鏈節(jié)距p 一定時(shí)，z增大，d增大。使傳動(dòng)尺寸和 自重增大，并且鏈容易脫鏈，跳齒，其使用壽命縮短。從提高傳動(dòng)均勻性和減少動(dòng)載荷考慮，同時(shí)考慮限制大鏈輪齒數(shù)和減少傳動(dòng)尺寸，傳動(dòng)比大

33、，鏈速較低的鏈傳動(dòng)。選取較少的鏈輪齒數(shù)，Zmin=9，反之可選較多的齒數(shù)，但zmax 120。由于鏈節(jié)數(shù)常是偶數(shù)，為考慮磨損部分，鏈輪齒數(shù)一般應(yīng)為奇數(shù)。7- 11解：傳動(dòng)裝置方案不合理。帶傳動(dòng)應(yīng)布置在高速級(jí)上，因?yàn)閹菑椥泽w，有減振、緩沖的作 用。使傳動(dòng)平穩(wěn)；在傳遞功率 P一定時(shí)，帶速高，帶上的作用力小，可減少帶的根數(shù)；摩擦 傳動(dòng)結(jié)構(gòu)尺寸大，當(dāng)傳動(dòng)功率 P 一定時(shí)（T=9550P/n）,轉(zhuǎn)速n高，傳遞的扭矩小，帶傳動(dòng)裝 置的尺寸減小。所以帶傳動(dòng)應(yīng)布置在高速級(jí)上。而鏈傳動(dòng)由于運(yùn)動(dòng)的不均勻性，動(dòng)載荷大， 高速時(shí)沖擊振動(dòng)就更大。故不宜用于高速的場(chǎng)合，應(yīng)布置在低速級(jí)上。第十章軸的設(shè)計(jì)10-2解：1軸為聯(lián)軸器中的浮動(dòng)軸，工作時(shí)主要受轉(zhuǎn)矩作用，由于安裝誤差產(chǎn)生的彎扭很小，故I軸為傳動(dòng)軸。n軸、川軸、w軸皆為齒輪箱中的齒輪軸，工作時(shí)既要傳遞扭矩，還要承受彎矩作用，故為轉(zhuǎn)軸。v軸為支承卷筒的卷筒軸，它用鍵與卷筒周向聯(lián)結(jié)與卷筒一齊轉(zhuǎn)動(dòng)，承受彎矩作用， 為轉(zhuǎn)動(dòng)心軸。10-5解：利用公式dC3：，估算軸的直徑d是轉(zhuǎn)軸上受扭段的最小直徑，系數(shù)C由于軸的材料和承載情況的確定，根據(jù)軸的材料查表可確定C值的范圍，因?yàn)橛媒档驮S用應(yīng)力的方法來考慮彎矩的影響，所以當(dāng)彎矩相對(duì)于扭矩較小時(shí)或只受扭矩時(shí)，C取值較小值如減速箱中的