1、4-12解：（1）一對標準直齒圓柱齒輪傳動，當z、b、材料、硬度、傳動功率及轉(zhuǎn)速都不變時，增大模數(shù)，則可提高齒根彎曲疲勞強.度，由于d1增大，齒面接觸疲勞強度也相應(yīng)提高。（2）當m下降，z1及z2增大，但傳動比不變，d1也不變時，因m下降，其齒根彎曲疲勞強度下降，因d1不變，齒面接觸疲勞強度不變。4-13解：該傳動方案最不合理的是，因為轉(zhuǎn)速不同，承載情況不同，使得兩對齒輪齒面接觸強度和齒根彎曲強度是不等的。低速級齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩在忽略效率的情況下，大約為第一級的2.5倍（i=z2/z1=50/20=2.5），而兩對齒輪參數(shù)，材質(zhì)表面硬度等完全相同，那么如果滿足了第二級齒輪的強度，則低速級齒輪強度

2、就不夠，反之，如果低速級齒輪強度夠了，則第二級齒輪傳動就會過于富裕而尺寸太大，所以齒輪參數(shù)的確定是不合理。齒輪的參數(shù)z、m及齒寬b等對箱體內(nèi)的高速級或低速級應(yīng)有所不同，高級速要求傳動平穩(wěn)，其傳遞的轉(zhuǎn)矩小，故z1取多一些，齒寬系數(shù)fd取小一些，低速級傳遞轉(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)fd也大一些。其次，齒輪相對軸承的布置也不合理。彎曲對軸產(chǎn)生的變形與扭矩對軸產(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)使齒輪離遠扭矩輸入（輸出）端。4-19解：錐齒輪：圓周力Ft在主動輪上與其回轉(zhuǎn)方向相反，在從動輪上與其回轉(zhuǎn)方向相同。故F

3、t1方向向上，F(xiàn)t2方向向左。徑向力Fr的方向由嚙合點分別指向各自的輪心。軸向力的方向沿軸線分別指向各自的大端。故Fa1方向向左，F(xiàn)a2方向向下。 斜齒輪：圓周力Ft方向在主動輪上與其回轉(zhuǎn)方向相反，在從動輪上與其回轉(zhuǎn)方向相同。故Ft3方向向右，F(xiàn)t4方向向右。徑向力Fr的方向分別指向各自的輪心。軸向力：要使中間軸II上軸向力盡可能小，則Fa3方向應(yīng)與Fa2方向相反，即Fa3方向向上，從動輪方向與其在同一直線上，大小相等，方向相反。則Fa4方向向下。4-27解：(1) 低速級直齒圓柱齒輪傳動1. 選擇材料查表4-1小齒輪45鋼調(diào)質(zhì)，HBW3=217255，大齒輪45鋼正火，HBW4=162217

4、。計算時取HBW3=230，HBW4=190。(HBW3HBW4=230190=40，合適)2. 按齒面接觸疲勞強度初步設(shè)計由表4-10d37661) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩Nm2) 齒寬系數(shù)fd，由表4-9知，軟齒面、非對稱布置，取fd=0.83) 齒數(shù)比u，對減速傳動，u=i=3.84) 載荷系數(shù)K，初選K=2 (直齒輪，非對稱布置)5) 確定許用接觸應(yīng)力sH由式(4-16)a. 接觸疲勞極限應(yīng)力sHlim由圖4-7c查得sHlim3=580MPa，由圖4-7b查得sHlim4=390MPa（按圖中MQ查值）b. 安全系數(shù)SH，由表4-8查得，取SHmin=1c. 壽命系數(shù)ZN，由式(4-17)

5、計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60ant式中a=1，n2=970/4.8=202r/min，t=1025081=20000h查圖4-20得ZN3=1.1，ZN4=1.17（均按曲線1查得）故MPa故MPa6) 計算小齒輪分度圓直徑d3d3mm7) 初步確定主要參數(shù)a. 選取齒數(shù)，取z3=31 z4=uz1=3.831=118b. 計算模數(shù)mm取標準模數(shù) m=5mmc. 計算分度圓直徑d3=mz3=531=155mm152.47mm (合適)d4=mz4=5118=590mm d. 計算中心距mm為方便箱體加工及測量，取z2=119，則d2=5119=595mmmm傳動比誤差 (35)%e. 計算齒寬mm

6、取b=125mm3. 驗算齒面接觸疲勞強度由式(4-15)sH1) 彈性系數(shù)ZE，由表4-7查得ZE=189.82) 節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH，由圖4-19查得ZH=2.53) 重合度系數(shù)Ze由ea1.88-3.2則4) 載荷系數(shù)K=KAKvKHbKHaa. 使用系數(shù)KA，由表4-4查得KA=1.25b. 動載荷系數(shù)Kv，由查圖4-13得Kv=1.12（初選8級精度）c. 齒向載荷分布系數(shù)KHb，由表4-5，按調(diào)質(zhì)齒輪，8級精度，非對稱布置，裝配時不作檢驗調(diào)整可得d. 齒間載荷分配系數(shù)KHa，由表4-6先求NN/mm100N/mm則故K=KAKvKHbKHa=1.251.121.471.3=2.685

7、) 驗算齒面接觸疲勞強度4. 驗算齒根彎曲疲勞強度由式(4-20)1) 由前可知Ft=6710N，b=125mm，m=5mm2) 載荷系數(shù)K=KAKvKFbKFaa. 使用系數(shù) KA同前，即KA=1.25b. 動載荷系數(shù)Kv同前，即Kv=1.12c. 齒向載荷分布系數(shù)KFb由圖4-16，當KFb=1.47，b/h=125/2.25M=125/(2.255)=11.11時，查出KFb=1.4d. 齒間載荷分配系數(shù)KFa由KAFt/b=67.1N/mmsH2，但末超過5%，故可用。4. 驗算齒根彎曲疲勞強度由式(4-33)sF1) 由前已知：Ft=2461N，b=90mm，mn=2.5mm2) 載

8、荷系數(shù)K=KAKvKFbKFaa. 使用系數(shù)KA同前，即KA=1.25b. 動載系數(shù)Kv同前，即Kv=1.17c. 齒向載荷分布系數(shù)KFb，由圖4-16當KHb=1.59，查出KFb=1.49d. 齒間載荷分布系數(shù)KFa由前可知ea=1.70，eb=2.98，則eg=ea+eb=1.71+2.98=4.69由式(4-21)則前面已求得KFa=1.821， 故計算時取eb=1及b=15.05294，得=0.877) 許用彎曲應(yīng)力sF，由式(4-22)a. 彎曲疲勞極限應(yīng)力sFlim，同直齒，即sFlim1 =430Mpa，sFlim2 =320MPab. 安全系數(shù)SFmin，由表4-8取SFmin=1.25c. 壽命系數(shù)YN，由N1=1.164109，N2=2.43108查圖4-26，YN1=0.88，YN2=0.9d. 修正系數(shù)YST，按國家標準取2.則MPaMPa8) 驗算齒根彎曲疲勞強度故彎曲疲勞強度足夠。5. 確定齒輪的主要參數(shù)及幾何尺寸z1=34，z2=163，mn=2.5mm，b=15.05294，a=255mm分度圓直徑mmmm齒頂圓直徑da1=d1+2mn=88.02+22.5=93.02mmda2=d2+2mn=421.98+22.5=426.98mm齒根圓直徑df1=d1-2.5m