毕业设计
?10?0mm 90 故取b1=90 ，b2=85。 c)齿宽： b??d?d1?0.92T12?6.43?25105. 验算： Ft???13400N
d1100KAFt13400?1??148.889?100N/m b90 故：假设合适，设计合理。
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
K?1.0?1170?1170MPa ???H1?HN1Hlim1?S1K?1.02?1170 ???H2?HN2Hlim2??1193MPa
S1因为???H1????H2所以 ???H????H2?1193MPa (2)计算
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毕业设计
a) 试算小齿轮分度直径d1t：
2KtT1u?1ZHZE232.6?2.935?1064.527?12.5?189.82d1t?3()???()=118.08mm ?du[?]H0.94.5271193b)计算圆周速度： V??d1tn160?1000???119?32.02360000?0.197m/s
10mm 6.272?118?.09c)齿宽b： b??dd1t?0.9d)齿宽与齿高之比b/h：
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：
?HK?=1?1.0?21.11.3 29=1.491d1?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
Y?1.0?680?485.71MPa ???F1?N1Flim1?S1.4Y??68021.0?485.71 ???F2?N2Flim?MPa
S1.4 d)计算载荷系数K： K?KAKVK?FK?21?.1?1.39 1?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
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毕业设计
g)计算大小齿轮的
YF?YF????F
并加以比较：
YF?1YF?1???F1YF?1YF?1YF?2YF?22.16?1.812.55?1.61 ??0.0095??0.008
485.71485.71???F2YF?2YF?2???F1?0.0095????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
?12?5c)齿宽： b??dd1?0.9112.5mm 故取b1=115 b2=110
2T12?2.93?56105. 验算 Ft???46960N
d1125KAFt46960?1??408?100N/m b115 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
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包络环面蜗杆传动。 5.5.1 材料选择：
蜗杆：40Cr，表面淬火，HRC50齿面粗糙度Ra0.8
蜗轮：ZCuSn10P1，传动选用8级精度，标准侧隙，三棍卷板机间隙工作。 5.5.2 参数的设计：
1. 求传动的中心距书[1]：
?P1p?P8.351??10.438kw
K1K2K3K41?1.0?0.8?1式中，K1、K2、K3、K分别为： 1、1.0、0.8、1 由[1]得a=175mm，取成标准值a=180mm 2. 主要几何尺寸计算[1]
Z1?1，Z2?40 da2?312mm， diz?245mm，de2?315mm，b2?38mm，Ra2?40mm，db?125mm
其余项目由[1]： 蜗轮端面模数： m?da2312??7.52mm
z2?1.540?1.5径向间隙和根部圆角半径： c?r?0.2m?1.5mm 05?齿顶高： ha?0.7m5.mm 6 齿根高： hf?ha?c?7.144mm
蜗轮分度圆直径 ：d2?da2?2ha?312?2?5.64?300.72mm 蜗轮齿根圆直径 ：df2?d2?2hf?300.72?2?7.144?286.432mm 蜗杆分度圆直径 ：d1?2a?d2?2?180?312?48mm
蜗杆喉部齿根圆直径 ：df1?d1?2hf?48?2?7.144?33.712mm 蜗杆喉部齿顶圆直径 ：da1?d1?2ha?48?2?5.64?59.28mm 蜗杆齿顶圆弧半径 ：Ra1?a?0.5da1?180?0.5?59.28?150.36mm 蜗杆齿根圆弧半径 ：Rf1?a?0.5df1?180?0.5?33.712?163.144mm 周节角 ：??360360??9 z24044
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蜗杆包容蜗轮齿数 ： z??z240??4 1010蜗杆工作包角之半 ：???0.5(z??0.45)??0.5(4?0.45)?9?15.975 蜗杆工作部分长度 ：L??d2sin?m?300.72?sin15.985?82.764mm
df1max?2?a?Rf12?(0.5lm)2??? 蜗杆最大根径：
?2?180?163.1442?(0.5?82.764)2??44.38mm 3??蜗杆最大外径 ：da1max?2??a?Ra1cos(?w?1)???2??180?150cos(14.975)???70.188mm 蜗杆喉部螺旋导角 ： rm?arctand2300.72?arctan?8.902 id140?48分度圆压力角 ： a?arcsindb125?arcsin?24.561 d2300.72蜗轮法面弦齿厚：sn2?d2sin(0.275?)?cos?m?300.72?sin(0.275?9)?cos8.902 ?12.830mm
?0.?5300.?72(1蜗轮弦齿高 ： ha2?ha?0.5d2?1?cos(0.275?)??5.64co?s 0. =5.78mm 蜗杆喉部法面弦齿厚 ：
sn1?d2sin(0.225?)?cos?m?2?f?(0.3?50.4)?cos?m
40?15.97550.4)?cos8.902=10.629mm
40?15.975?300.72sin(0.225?9)cos8.902?2?0.2988(0.3?蜗杆弦齿高 :
ha1?ha?0.5d2(1?cos0.225?)?5.64?0.5?300.72(1?cos0.225?9)?5.7339mm
确定蜗杆螺旋修形量及修缘量[1]：
?f?(0.003?0.00003i)a?0.2988mm ?f??0.6?f?0.6?0.2988?0.1793mm
6f? ?e?0.1?0.?60.?2988mm 0
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