三辊卷板机的设计
2KtT1u?1ZHZE232?1.3?6.432?1054.8?12?189.82d1t?3()???()?du[?]H0.94.81170＝
71.44mm
b)计算圆周速度： V??d1tn160?1000???71.44?153.7160000?0.577m/s
c)齿宽b： b??dd1t?0.9?71.?44d)齿宽与齿高之比b/h：
模数：mt＝d1t/Z1＝71.44/24＝2.99mm 齿高：h＝2.25mt＝2.25×2.99＝6.723mm 齿高之比：b/h＝64.57/6.728＝9.597 e)计算载荷系数：
动载荷系数[15]：Kv=1.03 KHα=KFα=1.1 使用系数：KA=1 KHβ=1.323 KFβ=1.39 故载荷系数：
K=KHKVKHαKHβ=1×1.03×1.1×1.323=1.499 f)按实际载荷系数校正分度圆直径：
6mm 4.5 7d1?d1t3K/Kt?71.744?31.499/1.3?75.232mm d1取76mm
g)计算模数m： m=d1/Z1=75.232/24=3.167mm 3.按齿根弯曲强度设计根据公式5.2 (1)确定公式内的各参数
a)查大小齿轮的弯曲疲劳强度极限[15]：?FE1??FE2?680MPa b)弯曲疲劳寿命系数[15]： YN1?1.0 YN2?1.0 c)计算弯曲疲劳许用应力[15]：取安全系数S＝1.4
???F1?YN1?Flim11.0?680??485.71S1.4MPa
YN2?FSlim2 ???F2?d)计算载荷系数K：
?1.0?680?485.71MPa 1.4K?KAKVKF?KF??1?1.03?1.1?1.39?1.575
第36页（共54页）
减速器的设计计算
e)查取齿形系数[15]：YF?1?2.62 YF?2?2.17 f)查取应力校正系数[15]：YS?1?1.58 YS?2?1.81 g)计算大小齿轮的
YF?YF????F
并加以比较：
YF?1YF?1???F1?2.65?1.58?0.0086485.71YF?1YF?1?0.0086?YF?2YF?2
???F2?2.17?1.81?0.0081485.71
因为：
YF?Y2F????F1???F22?0.0081 所以小齿轮的数值较小。
(2)模数设计计算
52?1.575?6.432?10m?3?0.0086?3.2270.9?242mm
因为齿轮模数m的大小是由齿根弯曲疲劳强度计算所得的承载能力决定的，而齿面接触疲劳强度计算所得的承载能力仅与齿轮直径有关，又因齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳的计算模数，故取弯曲强度算得模数m＝3.227mm，圆整后m＝4mm。校正后的分度圆直径d1=71.744mm。
齿数Z1、、Z2：Z1=d1/m=71.744/4=21.7 取Z1=25 Z2=i×Z1=120 4. 几何尺寸计算 a两齿轮的分度圆直径：
d1?Z1?m?25?4?100mm d2?Z2?m?120?4?488mm b)中心距： a=(d1+d2)/2=290mm
c)齿宽： b??d?d1?0.9?10?0mm 90 故取b1=90 ，b2=85。
2T12?6.43?25105. 验算： Ft???13400N
d1100KAFt13400?1??148.889?100b90N/m
故：假设合适，设计合理。
第37页（共54页）
三辊卷板机的设计
5.4.3 第三级传动设计：
1．齿轮参数选择 1）选用圆柱直齿传动
2）材料热处理：因此级传递功率校大，磨损严重，考虑磨损对齿轮强度的削弱，齿轮材料为40Cr，表面需调质处理，齿面硬度为48－55HRC。
3）选取精度等级：选7级精度(GB10095-88)。
4）选小齿轮数：Z1=28, Z2=iⅡ×Z1=4.527×28=126.76 Z2取127 齿数比：u= 4.527
2．按齿面接触强度设计由公式5.1 (1) 确定公式内各参数 a)试选载荷系数：Kt=1.3
b)小齿轮传递扭矩：T1=2.935×106 N·mm
c)得齿宽系数[15]：?d?0.9 材料的弹性影响系数：ZE?189.9MPa d) 按齿面硬度中间值52HRC查得大小齿轮的接触疲劳强度极限[15]：
?Hlim1??Hlim2?1170MPa
f)计算应力循环次数：
N1=60n1JLn=60×32.023×1×（2×8×300×15）＝1.383×108 N2=1.383×108/4.527=3.06×107
g)接触疲劳寿命系数[15]：ZN1=1.0 ZN2=1.02 h)计算接触疲劳许用应力[15]：安全系数S＝1
???H1?KHN1?Hlim11.0?1170??1170S1MPa
KHN2?HSlim2 ???H2??1.0?21170?1193MPa 1因为???H1????H2(2)计算
所以
???H????H2?1193MPa
a) 试算小齿轮分度直径d1t：
2KtT1u?1ZHZE232.6?2.935?1064.527?12.5?189.82d1t?3()???()?du[?]H0.94.5271193=118.08mm
第38页（共54页）
减速器的设计计算
b)计算圆周速度： V??d1tn160?1000???119?32.02360000?0.197m/s
c)齿宽b： b??dd1t?0.9?118.?09d)齿宽与齿高之比b/h：
10mm 6.272模数： mt＝d1t/Z1＝118.09/28＝4.217mm 齿高： h＝2.25mt＝2.25×4.217＝9.488mm 齿高之比： b/h＝119/9.488＝11.2 e)计算载荷系数：
动载荷系数[15]：Kv=1.02 KH?=KF?=1.1 KA=1 KHβ=1.329 KFβ=1.39 故载荷系数： K=KHKVK?Hf)按实际载荷系数校正分度圆直径：
?H 29=1.491K?=1?1.0?21.11.3d1?d1t3K/Kt?118.09?31.491/1.3?123.6mm
g)计算模数m： m=d1/Z1=123.6/28=4.41mm 3. 按齿根弯曲强度设计[15] (1) 确定公式内的各参数
a) 查文献[15]大小齿轮的弯曲疲劳强度极限：?FE1??FE2?680MPa b) 查文献[15]得弯曲疲劳寿命系数： YN1?1.0 YN2?1.0 c)计算弯曲疲劳许用应力[15]： 取安全系数S＝1.4
???F1?YN1?Flim11.0?680??485.71S1.4MPa
???F2?YN2?FSlim2?1.0?680?485.71MPa 1.4 d)计算载荷系数K： K?KK?21.?1?1.39 1AKVK?F?F?1?1.0 e)查取齿形系数[15]：YF?1?2.55 YF?2?2.16 f)查取应力校正系数[15]：YS?1?1.61 YS?2?1.81 g)计算大小齿轮的
YF?YF????F并加以比较：
第39页（共54页）
三辊卷板机的设计
YF?1YF?1???F1YF?1YF?1?2.55?1.61?0.0095485.71YF?2YF?2
???F2?2.16?1.81?0.008485.71
???F1?0.0095?YF?2YF?2???F2?0.008
故小齿轮数值较大。
2）模数设计计算
62?1.55?92.9?3510 m?3?0.0095?20.9?284.mm 976因为齿轮模数m的大小是由齿根弯曲疲劳强度计算所得的承载能力决定的，而齿面接触疲劳强度计算所得的承载能力仅与齿轮直径有关，又因齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳的计算模数，故取弯曲强度算得模数m＝4.976mm，圆整后m＝5mm。校正后的分度圆直径d1=124mm。
齿数Z1、、Z2：Z1=d1/m=124/5=25 取Z1=25 Z2=iⅢ×Z1=114
4. 几何尺寸计算
a)分度圆直径：d1?Z1?m?25?5?125mm d2?Z2?m?114?5?570mm b)中心距： a=(d1+d2)/2=347.5mm c)齿宽： b??dd1?0.9?12?5mm 故取b1=115 b2=110 112.52T12?2.93?56105. 验算 Ft???46960N
d1125KAFt46960?1??408?100b115N/m
故：假设合适，设计合理。
5.5 蜗轮、蜗杆的传动设计
蜗杆传递名义功率8.35kw，转速n1=100r/min，传动比i=40。蜗杆传动的主要参数有模数、压力角、蜗杆头数、蜗轮齿蜗杆中圆直径及蜗杆直径系数。按照蜗杆的形状，蜗杆传动可分为圆柱蜗杆传动、环面蜗杆传动和锥蜗杆传动等。环面蜗杆传动具有的特点：同时齿合的齿的对数多，轮齿受力情况得到较大改善，其承受能力高于普通圆柱蜗杆传动。由于传动三辊卷板机上辊的上下运动需要较大的强度，所以我选择包络环面蜗杆传动。
第40页（共54页）