【正文】 則主動小鏈輪齒數變?yōu)椤?=z ＝zzi z n n=1//12 2 2 175 250 / 900 = 取 z1′＝21 。小鏈輪的齒數從 25 減少到 21，齒數系數 Kz增大，根據公式（9－15），在相同的計算功率 Pca的情況下，鏈傳動所能傳遞的功率 P 下降。主動輪齒數不變，則從動大鏈輪齒數變?yōu)閦′/=/ n ==2＝z1i12z1n1225 900 / 250 90大鏈輪的齒數從 75 增加到 90，其他參數不變，由公式（9－15）可知，在相同的計算功率 Pca 的情況下，鏈傳動所能傳遞的功率 P 不變。9—19 解：由公式（92），大鏈輪的齒數960 21z1取 z2= 61 ，由公式（916），鏈節(jié)數=zn11n2==330=2a++z+?pLp0z1 2(z2z1 20p2π2)a0=2 600+21 + 61+?(6121)2= 22π600取 Lp= 136 ，查圖 9－13，由 z1＝21 查的齒數系數 Kz＝。根據n1= 960r/min ， p = （08A），查圖 9－11，得 08A 型鏈所能傳遞的最大計算功率Pca= ，由公式（9－15），多排鏈系數K K P= =取 3 排鏈， KP= 滿足要求。9—20 解：由公式（9－16），鏈節(jié)數KP=A zPca2a+++?=z(z2z12pLp0p0z1 22)2π a02 91021 105?=+++ (10521)2 = 22π910取 Lp= 140 ，查圖 9－13，由 z1＝21 查的齒數系數 Kz＝。根據n1= 600r/min ， p = （16A），查圖 9－11，得 16A 型鏈所能傳遞的最大計算功率Pca= 20kW ，由公式（9－15），鏈傳動所允許傳遞的功率P =K PP ca=1 20=kW 9－21（略）K KA Z第十章 齒輪傳動10—1 （1）（7） ；（4）（5） ；（2）（3）（6）（8）（9）（10） ；10—2 （2） ；10—3 （1） ；10—4 （3） ；10—5 為了減小動載荷 ；為了改善載荷沿齒向的分布不均 ；10—6 齒輪的圓周速度大小和精度高低 ；10—7 （1） ；1910—8 （2） ；10—9 1% ； 脈動 ； 10—10 齒寬中點處 ；10－11 答：減小齒根處的應力集中；增大軸和軸承處的支承剛度；采用合適的熱處理方法，使齒面具有足夠硬度，而齒芯具有足夠的韌性；對齒根表面進行噴丸、滾壓等強化處理。10－12 答：在節(jié)線附近通常為單對齒嚙合，齒面的接觸應力大；在節(jié)線附近齒面相對滑動速度小，不易形成承載油膜，潤滑條件差，因此易出現點蝕。在開式齒輪傳動中，由于齒面磨損較快，在點蝕發(fā)生之前，表層材料已被磨去，因此，很少在開式齒輪傳動中發(fā)現點蝕。提高齒面硬度可以有效地提高齒面抗點蝕的能力，潤滑油可以減少摩擦，減緩點蝕。10－13 答：高速重載的齒輪傳動易出現熱膠合，有些低速重載的齒輪傳動會發(fā)生冷膠合。膠合破壞通常發(fā)生在輪齒相對滑動速度大的齒頂和齒根部位。采用抗膠合能力強的潤滑油，在潤滑油中加入極壓添加劑，均可防止或減輕齒面的膠合。10－14 答：閉式齒輪傳動的主要失效形式為輪齒折斷、點蝕和膠合。設計準則為保證齒面接觸疲勞強度和保證齒根彎曲疲勞強度。采用合適的潤滑方式和采用抗膠合能力強的潤滑油來考慮膠合的影響。開式齒輪傳動的主要失效形式為齒面磨損和輪齒折斷，設計準則為保證齒根彎曲疲勞強度。采用適當增大齒輪的模數來考慮齒面磨損對輪齒抗彎能力的影響。10－15 答：軟齒面齒輪的齒面硬度≤350HBS，硬齒面齒輪的齒面硬度＞350HBS。軟齒面齒輪毛坯經正火或調質處理之后進行切齒加工，加工方便，經濟性好。硬齒面齒輪的齒面硬度高，不能采用常規(guī)刀具切削加工。通常是先對正火或退火狀態(tài)的毛坯進行切齒粗加工（留有一定的磨削余量），然后對齒面進行硬化處理（采用淬火或滲碳淬火等方法），最后進行磨齒精加工，加工工序多，費用高，適用于高速、重載以及精密機器的齒輪傳動。10－16 答：軸、軸承以及支座的支承剛度不足，以及制造、裝配誤差等都會導致載荷沿輪齒接觸線分布不均，另一方面軸承相對于齒輪不對稱布置，也會加大載荷在接觸線上分布不均的程度。改進措施有：增大軸、軸承以及支座的剛度；對稱布置軸承；盡量避免將齒輪懸臂布置；適當限制齒輪的寬度；提高齒輪的制造和安裝精度等。10－17 答：齒輪上的公稱載荷 Fn是在平穩(wěn)和理想條件下得來的，而在實際工作中，還應當考慮到原動機及工作機的不平穩(wěn)對齒輪傳動的影響，以及齒輪制造和安裝誤差等造成的影響。這些影響用引入載荷系數 K來考慮，K=KAKvKαKβ。KA為使用系數，用于考慮原動機和工作機對齒輪傳動的影響；Kv為動載系數，用于考慮齒輪的精度和速度對動載荷大小的影響；Kα為齒間載荷分配系數，用于考慮載荷在兩對（或多對）齒上分配不均的影響；Kβ為齒向載荷分布系數，用于考慮載荷沿輪齒接觸線長度方向上分布不均的影響。10－18 答：齒面接觸疲勞強度計算公式是按齒輪在節(jié)點嚙合時的受力情況推導出來的。選擇節(jié)點作為計算點可以使計算公式得以簡化，同時節(jié)點處的接觸應力值與齒面最大接觸應力值（位于單對齒嚙合極限點）相差很小。因此，通常以節(jié)點嚙合進行齒面的接觸疲勞強度計算。10—19 答：（1）z1增大則 d1增大，在 T1不變的條件下，Fn將減小。對于接觸應力，d1增大和 Fn減小都使得σH減小。對于彎曲應力， Fn減小使得σF減小， z1增加使得 YFaYsa減小，也同樣使 σF減小。20（2）m 增大則 d1增大，在 T1不變的條件下，Fn將減小。對于接觸應力，d1增大和 Fn減小都使得 σH減小。對于彎曲應力， Fn減小和 m 增大都使得σF減小。（3） z1增加一倍， m 減小一半，則 d1不變，Fn也不變。對于接觸應力， d1不變則 σH不變。對于彎曲應力， z1增大使得σF少量減小，而 m 減小則使得 σF大量增大。因此， σF增大。10—20 答：在任何情況下，大、小齒輪的接觸應力都相等。若大、小齒輪的材料和熱處理情況相同，許用接觸應力不一定相等，這與兩齒輪的接觸疲勞壽命系數 KHN是否相等有關，如果 KHN1=KHN2 ，則兩者的許用接觸應力相等，反之則不相等。10－21 答：當相互嚙合的兩齒輪之一為軟齒面齒輪時，或兩齒輪均為軟齒面齒輪時，較硬齒面的齒輪將會對較軟齒面的齒輪的齒面造成冷作硬化效應，從而使較軟齒面的齒面硬度得以提高，即提高了較軟齒面齒輪的疲勞極限。10－22 答：在進行齒輪尺寸的設計計算時，齒輪的分度圓直徑 d1和齒寬 b 都是待求參數，而使用彎曲疲勞強度或接觸疲勞強度設計計算時，只能將其中的分度圓直徑 d1作為設計值，而將齒寬 b 轉化為與 d1成比例的齒寬系數φd，設計時φd由表查取，齒寬系數的大小主要與支承方式以及齒面硬度有關。10—23 答：在直齒、斜齒圓柱齒輪傳動中，軸系零件和支承箱體存在加工和裝配偏差，使得兩齒輪軸向錯位而減少了輪齒的接觸寬度。為此將小齒輪設計得比大齒輪寬一些，這樣即使有少量軸向錯位，也能保證輪齒的接觸寬度為大齒輪寬度。在人字齒輪傳動中，一齒輪為雙向固定支承，另一齒輪為游動支承，靠齒形定位，大、小齒輪兩端面平齊，沒有軸向錯位，故兩齒輪應設計成相同寬度。在圓錐齒輪傳動中，兩齒輪的錐頂應當重合，大端面應當對齊，故兩齒輪的齒寬應當設計成相同尺寸。10—24 解：題解 10—24 圖10—25 解：題解 10—25 圖2110—26 答：（1）將齒輪 2 輪齒的兩個工作面分別稱為 A 面和 B 面。齒輪 1 為主動輪，若齒輪 1 推動 A 面使齒輪2 轉動，則齒輪 2 靠 B 面推動齒輪 3 轉動。因此，輪齒的彎曲應力為對稱循環(huán)， r = ?1，齒面接觸應力總是脈動循環(huán)， r = 0 。（2）在齒輪 2 上，輪齒的 A 面和 B 面接觸應力具有相同的循環(huán)次數N= 60n2jL= 60jL z / z=7H2hn1h 1 260 4501 2000 25 / 20 = 10齒輪 2 轉動一圈，輪齒的 A 面受力一次， B 面受力一次，彎曲應力為一次對稱循環(huán)。因此，彎曲應力的循環(huán)次數10－27 答：NF2=NH2= 107。一對齒輪傳動，大小齒輪的許用接觸應力分別為〔σH〕1和〔σH〕2，在直齒輪傳動中，用于設計公式的許用應力〔σH〕= min｛〔σH〕1, 〔σH〕2｝在斜齒輪傳動中，用于設計公式的許用應力〔σH〕= min｛(〔σH〕1+〔σH〕2)/2，〔σH〕2｝。10－28 答：對齒輪進行正變位修正，輪齒的抗彎能力有所提高；對齒輪進行負變位修正，輪齒的抗彎能力有所降低。10－29 答：對于開式或半開式齒輪傳動，或速度較低的閉式齒輪傳動，通常采用人工定期加油潤滑。對于閉式齒輪傳動，當齒輪的圓周速度 v＜12m/s 時，采用浸油潤滑；當齒輪的圓周速度 v＞12m/s 時，采用噴油潤滑。潤滑油的粘度與齒輪傳動載荷大小和圓周速度有關，載荷小時或圓周速度高時選擇粘度低的潤滑油。反之則選擇粘度高的潤滑油。10－30（略）10—31 解：小齒輪的分度圓直徑 d1，圓周速度 v ，齒寬系數Φd，齒高 h 和比值 b / h 分別計算如下：1dzmn1=cos β=πn30 3=cos πd11= 1440=v =60 100060 10007m/sΦd= b / d1= 80/ = h = = 3 = b / h = 80 / = 由表 102 查得 KA= ，由圖 108 按第Ⅱ公差組 7 級精度查得 Kv= 。對于軟齒面齒輪，假設KAFt/ b 100N/mm ，由表 103 按第Ⅱ公差組 7 級精度查得 KHα=KFα= ，由表 104 按第Ⅲ公差組7 級精度插值查得 KHβ = ，由圖 1013 查得 KFβ = 。接觸載荷系數彎曲載荷系數10—32 解：1．計算應力循環(huán)次數=K KAKVKHα KHβ=K KAKVKFα KFβ= = = = 22齒輪的壽命Lh= 8 250 5 = 10000h ，大、小齒輪的應力循環(huán)次數N = 60 =8N1=n1jLh/ z601440110000 = 10= 82． 計算許用接觸應力2N1z1 2 30 / 93 = 10由圖 1019 查得（按曲線 1 查） KHN1= ， KHN2= 。查取極限應力時，按材料的平均硬度，查 MQ 線。由圖 1021d 查得σHlim 1=580MPa ，由圖 1021c 查得σHlim 2=390MPa ，取 SH= ，兩齒輪的許用接觸應力分別為σ[ ]=K σHN1 H lim1 580==586MPaH1SH1σ[H2]=2 H lim 2KHNσ 390==425MPa3． 計算許用彎曲應力SH1查圖 1018，從安全可靠考慮，取 KFN1=KFN=21。由圖 1020c 查得σFlim1=420MPa ，由圖 1020b查得σFlim2=320MPa ，取 SF= ，兩齒輪的許用彎曲應力分別為σ[F1]=KFNσ1 F lim11 420==300MPa10—33 解：σ[F2]=SF2 F lim 2KFNσSF1 320==229MPa齒輪傳遞的轉矩 T1不變，將 Ft= 2T1/ d1代入公式（108a），得分度圓直徑d ≥2KT1u +1 1buσ[ ]齒輪傳動的中心距111H2KTu+1 Aa =+ = + i d = +(d d )