解：1）选择链轮齿数。
假定链速。由表7-1取=19
又传动比故。
2）确定修正功率
由表7-2确定。查图7-12估计：该链传动工作在高峰值右侧，主要实效形式为冲击破坏。再由附表7-3得。由于传递功率较**择三排传动，由附表7-4可得。
故。3）确定链节距。
由图7-12查得：链条型号为20a。当时，三排链，满足使用要求。由表7-1查得节距，4）计算链速和轮滑方式
符合。由图7-14可知，应选择压力润滑。
5）计算链节数和中心距。
初选中心距。取。
故取。又。查附表7-5由插值法求得中心距系数。
故链传动中心距为。
6）压轴力计算。
有效拉力。当链轮水平布置时压轴力系数故。由于压轴力过大应给轴上轴套。
7）链轮的设计。
链轮的材料选40号钢，热处理后表面硬度为40~50hrc
小链轮分度圆直径：
小链轮分度圆直径：
解：1. 各轮轮向如图所示：
2. 圆锥齿轮轴向力方向由小端指向大端，故轮3轴向力向上，则轮3为左旋、轮4为右旋。
3. 斜齿轮传动设计。
1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。
由题意选择斜齿圆柱齿轮，精度为8级。
初选螺旋角β=12°
材料选择。由附表8-1选择大小齿轮材料为40cr并经调质及表面淬火，齿面硬度为hrc48～ 55.
由给定齿数小齿轮为z3=22，大齿轮为z4=84。
传动比i=3.82，n3=157×3.82=599.5r/min
2) 按齿接触面强度设计。
由设计公式进行齿轮尺寸的初步确定。
即mm1 载荷系数kt，试选2.0
2 小齿轮传递的转矩t3：由于效率为100%
故n·m3 齿宽系数，非对称布置，由表8-3选取=0.7.
4 应力循环次数为。
5 接触疲劳寿命系数khn，由n3、n4查附图8-6，得khn3=0.87，khn4=0.91.
6 接触疲劳强度极限，由附图8-7（i），按齿面硬度hrc=50，根据mq线延长线差得：
小齿轮和大齿轮。
7 接触疲劳许用应力[σh]，由表8-4，取安全系数sh=1.05，则。
试计算d3t，则。
3) 修正计算。
1 计算斜齿轮圆周速度v，则。
2 计算斜齿轮圆周力ft，则。
3 计算载荷系数k
根据v=1.654m/s，参考附表8-12，选择8级精度。由附表8-2，查得使用系数ka=1.
由附图8-1查得动载荷系数kv=1.21根据并又附表8-3，对于经表面硬化的斜齿8级精度齿轮，查得齿间载荷分配系数khα=kfα=1.4。
由附表8-4，按硬齿面、装配时不做检验调整级精度公式计算，则齿向载荷分布系数为。
故k=kakvkhαkhβ=1×1.21×1.4×1.366=2.32
4 按实际的载荷系数校正小齿轮直径d3，则。
5 计算斜齿轮模数mn，则故取mn=3.0mm。
4) 按齿轮弯曲疲劳强度计算。
1 当量齿数为。
2 复合齿形系数yfs，根据附图8-4，按当量齿数查得两个齿轮的复合齿形系数为。
yfs3=4.22 yfs4=3.93
3 应力循环次数为：
4 弯曲疲劳寿命系数kfn，有n1、n2 查附图8-5，得kfn3=0.92、kfn4=0.98
5 弯曲疲劳强度极限，有附图8-8（e），按材料表面淬火mq线和齿面硬度查得。
6 弯曲疲劳许用应力[σf]，由表8-4，按一般可靠性取安全系数sfmin=1.25，则。
因此，有。即小齿轮的弯曲疲劳强度较弱，所以计算时应将小齿轮的代入计算。
7 计算载荷系数k，则根据，khβ=1.366，查附图8-2得kfβ=1.32，故。
8 计算模数mn，则。
对比后按接触疲劳强度的计算结果mn=2.4mm，取斜齿轮的mn=3.0mm
5) 几何尺寸计算。
1 法向模数mn=3.0mm。
2 齿数z3=22，z4=84.
3 中心距a1为，取中心距为163.
4 修正角β为。
5 计算分度圆直径，则。
6 齿宽为。
圆整后取b3=55，b4=50
7 计算圆周速度，则。
解：由于是同一台传输机，故功率与传动比不变。
1) 从结构方面考虑：当传动比不大时，从尺寸和质量来看，蜗杆传动质量最小。当传动比很大时，蜗轮的尺寸增大，轴承结构的尺寸也增大，外廓不能保持最小。此时采用齿轮传动较好。
2) 从效率方面考虑：蜗杆传动的承载能力和传动效率都低于齿轮传动。为了获得较高的效率、较小的结构尺寸，将蜗杆传动放在高速级合适。
3) 综合以上两点，联系传输机实际情况，通过查找网上资料得：带式运输机的速度一般较小，主电机功率也都不超过600kw。故从效率，结构成本等方面综合考虑方案一的传动方案优于第二套方案。
解：1) 弹簧有预应力，设预应力为f0由题目所给信息可列出方程组。解此方程组可得：f0=53.3n，kf=17.8n/mm
2) 选择材料。由于是拉伸弹簧但题干未给出具体应用场合，故选用65mn弹簧钢丝，按ⅱ类弹簧考虑。热处理：采用油淬火回火。
3) 计算弹簧钢丝直径d。由于题目以给定中径d=10，又要求外径d2<15mm,由附表16-1选取d=3mm，则旋绕比c=d/d=10÷3=3.3。
曲度系数。由于题目未给出最大工作载荷，在符合题目要求下令最大工作载荷为350n，最小工作载荷为100n。查附表16-4，可知，有。
与估值接近，取弹簧丝直径为3mm，则d2=d+d=13<15,符合题目要求。
4) 计算弹簧圈数n。根据附表16-2取g=79000mpa，则弹簧圈数为。
取有效圈数n=45。
5) 弹簧刚度的校核，即。
与所需刚度相符。
6) 几何尺寸计算。
节距p：对于拉伸密卷弹簧p=d=3mm。
自由高度h0：圆钩环h0=（n+1）d+2d1=（45+1）×3+2×（10-3）=152mm
螺旋角取右旋，则。
7) 计算试验载荷及其变形量。
由附表16-4查得65mn的试验切应力的最大值为570mpa。按ⅱ类载荷弹簧考虑，取试验切应力，故未超过最大值。
8) 校核弹簧特性，则。
满足工作变形量在20%~80%的要求。
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