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1、辽宁科技大学本科生毕业设计 第35页 四辊冷轧机压下系统设计摘要轧辊调整装置的作用主要是调整轧辊在机架中的相对位置，以保证要求的压下量、精确的轧件尺寸和正常的轧制条件。压下装置也称上辊调整装置，它是用途最广的一种轧辊调整装置，安装在所有的二辊、三辊、四辊和多辊轧机上，就驱动方式而言，压下装置可分为手动的、电动的、和液压三类。本论文介绍了轧机的发展历史和未来，介绍并分析了轧机的几种压下形式，列举了其各自的优缺点以及各种压下形式的工作原理。首先通过实习和所查资料确定设计方案并进行方案评述，根据实际情况选择了电动压下方式。其次根据所给定的基本参数计算轧制力以及选择电动机容量，设计压下螺丝和压下螺母并
2、进行强度和刚度校核;选择轴承并进行寿命校核，设计蜗杆传动和减速器中的齿轮传动，并进行环保性和经济性分析等。关键词: 冷轧机；电动压下；压下螺丝；蜗杆传动；齿轮Design on Pressure System of Four-roller cold rolling millAbstractThe role of roller adjustment device to adjust roll mainly the relative position in the rack to ensure that the requirements reduction, precise size and no
3、rmal rolling Rolling. Reduction device, also known as the roller adjustment device, which is the most widely used as a roller adjustment device, installed in all of the two rollers, three rollers, four rollers and multi-roll rolling mill, the drive mode, the pressure device divided manually, electri
4、c, and hydraulic three. This paper describes the history and future of the mill, rolling mill introduced and analyzed several pressure form, listed with their respective advantages and disadvantages, and various forms of pressure works. First of all, to find information through the established pract
5、ice and the design and conduct programs reviewed, according to the actual way to choose a power reduction. Second, according to the calculation of basic parameters of a given choice of rolling force and motor capacity, design pressure once again screws and screw down nuts and check the strength and
6、rigidity; choice for life bearings and check the design of the worm drive and gear box transmission, and for environmental protection and economic analysis.Key words: cold rolling mill; electric pressure; pressure nut; worm; Gear目录1 绪 论11.1 选题背景11.2 国内外研究成果11.3 课题研究的内容32总体方案设计43 压下电机的选择63.1 轧制力的计算63
7、.1.1 第一道次的轧制力计算63.1.2 第二道次的轧制力计算73.1.3 第三道次的轧制力计算93.1.4 第四道次的轧制力计算103.1.5 第五道次的轧制力计算123.2 压下螺旋传动设计143.2.1 材料选择143.2.2 压下螺丝和螺母主要尺寸的确定143.3 驱动压下螺丝的力矩153.4 压下螺丝的强度计算163.5 螺母的强度计算173.6 压下电机的容量选择183.7 速比分配194. 圆柱齿轮的设计204.1 选定齿轮相关参数及工作情况204.2 按齿面接触强度设计204.3 按齿根弯曲强度设计224.4 几何尺寸计算235 蜗杆传动的设计255.1 选择蜗杆传动类型25
8、5.2 选择材料255.3 按齿面接触疲劳强度进行设计255.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸265.5 齿根弯曲疲劳强度校核275.6 受力分析285.7支撑蜗轮轴承的选择计算286设备可靠性与经济评价32结论33致谢34参 考 文 献351 绪 论1.1 选题背景钢产量是一个国家经济实力的体现，为了生产更多的钢材就要有更先进的炼钢轧钢技术，现代轧机发展的趋向是连续化、自动化、专业化和大型化,产品质量高,消耗低。这是对钢材要求不断提高产品产量和质量，提高劳动生产率，降低原材料和能源消耗以及产品成本的发展结果，这也是和轧钢设备制造水平有关的重型机器制造，电机制造，计算机自动控制以及液压等科学
9、技术的发展密切相关的。所以制造优秀的轧机是是提高钢产量的一个重要方式，为了轧制出理想的轧件必须有良好的压下装置进行轧辊的调整，所以我选择的课题是设计冷轧机压下系统，良好的压下系统能够确保轧制出精度高质量好的轧件。1.2 国内外研究成果60年代以来轧机在设计、研究和制造方面取得了很大的进展，使带材冷热轧机、厚板轧机、高速线材轧机、H型材轧机和连轧管机组等性能更加完善，并出现了轧制速度高达每秒钟 115米的线材轧机、全连续式带材冷轧机、5500毫米宽厚板轧机和连续式 H型钢轧机等一系列先进设备。轧机用的原料单重增大，液压 AGC、板形控制、电子计算机程序控制及测试手段越来越完善，轧制品种不断扩大。
10、一些适用于连续铸轧、控制轧制等新轧制方法，以及适应新的产品质量要求和提高经济效益的各种特殊结构的轧机都在发展中。1480年意大利人 达芬奇（Leonardo da Vinci）设计出轧机的草图。1553年法国人布律列尔(Brulier)轧制出金和银板材,用以制造钱币。此后在西班牙、比利时和英国相继出现轧机。图1为1728年英国设计的生产圆棒材用的轧机。英国于1766年有了串列式小型轧机，19世纪中叶，第一台可逆式板材轧机在英国投产，并轧出了船用铁板。1848年德国发明了万能式轧机，1853年美国开始用三辊式的型材轧机（图2），并用蒸汽机传动的升降台实现机械化。接着美国出现了劳特式轧机。1859
11、年建造了第一台连轧机。万能式型材轧机是在1872年出现的；20世纪初制成半连续式带钢轧机，由两架三辊粗轧机和五架四辊精轧机组成。四辊轧机现在很普遍，在热轧钢板，冷轧板带中广泛应用。四辊轧机机座由四个位于同一垂直平面内的水平轧辊组成，轧制是在两个工作辊中间进行的，多数为工作辊驱动，支承辊则靠与工作辊相摩擦旋转。近年，冷轧带钢开始采用支承辊传动。机架刚度大,辊系采用轧机专用轴承,压下蜗轮为二次包络面,压下力大 ,适用于开坯中轧及精轧,是轧制普碳钢、合金钢、不锈钢、铜、铝等理想的轧机设备。轧辊的位置需要调整以保证轧件按给定的压下量轧出所要求的断面尺寸，尤其在初轧机，板坯轧机，万能轧机上，几乎每轧一道
12、都需要调整轧辊辊缝。调整轧辊与辊道水平面间的互相位置，在连轧机上还要调整各机座间轧辊的相互位置，以保证轧线高度一致，保证有槽轧辊对准孔型。在板带轧机上要调整轧辊辊型以减小板带材的横向厚度差并控制板型。轧辊调整装置的作用主要是调整轧辊在机架中的相对位置，以保证要求的压下量、精确的轧件尺寸和正常的轧制条件。压下装置也称上辊调整装置，它是用途最广的一种轧辊调整装置，安装在所有的二辊、三辊、四辊和多辊轧机上，就驱动方式而言，压下装置可分为手动的、电动的、和液压三类。手动压下装置大多数用于型钢轧机上，也用于小型热轧或者冷轧钢板的带钢轧机上。轧辊的手动调整通常可用移动楔块，转动压下螺丝或转动压下螺母等方法
13、来实现。手动压下装置的优点是结构简单、价格低廉。缺点是体力劳动繁重，压下速度和压下能力较小。电动压下装置是由电动机通过齿轮减速箱或蜗轮减速箱或行星轮减速箱传递运动，它可以用于所有的轧机上，其优点是移动距离可以较大的数值，速度和加速度亦可达到一定的要求，压下能力较大。缺点是结构复杂、反应时间较长、效率较低。液压压下装置主要用于冷、热板带轧机上，其主要特点是具有较高的响应速度，很短的反应时间，很高的调整精度。但其费用较高，控制的行程有限。20多年来,我国国民经济的高速发展带动了国内金属加工工业的快速发展,也促进了国内轧制技术的不断进步。目前国内的轧制生产企业正进入一个重整状态,大量的投资用于更新技
14、术和设备。除大、中型轧制企业引进先进的国外加工设备外,更多的中、小型轧制企业购买的是国产设备,从而大大刺激和促进了我国铝加工设备的自主设计和研制,也不同程度地促进了国产轧制设备的技术进步。近年来由于强力冷轧机的发展(主电机功率 及压下能力加大),单机架可逆冷轧及双机架可逆冷轧机已成为发展趋势.由于机架数目的减少,仪表配置容易齐全,因而控制方案灵活多变,不仅设备投资大为减少,而且保证了产品质量.北京科技大学高效轧制国家工程研究中心的小冷轧项目 就是在这种背景下确立的目的是对冷轧机组的国产化摸索一些经验和作法,以供国内钢厂新建 或改造时鉴和参考.机组由左右卷取机,左右张力计,中间张力计,4辊冷轧机
15、,4/18辊可换冷轧机,上卷,卸卷小车,联合齿箱,左右测厚仪及激光测速仪等组成.机组并设有液压压下专用液压站和通用液压站及工艺润滑站. 带钢张力的控制精度对带钢冷连轧机轧制稳定性和成品带钢的质量有着极大的影响.它一般可分为直接张力控制和间接张力控制两种类型前者是通过张力计直接检测张力的实际值,经张 力控制器送人系统构成闭环控制;后者则是通过控制其他参数而间接达到恒张力控制,它包括最大力矩法和恒电流恒电势两种控制法.1.3 课题研究的内容本次研究的课题为四辊可逆轧机压下系统设计，本次主要设计电动压下系统。设计的主要内容有：首先通过实习和所查资料确定设计方案并进行方案评述; 其次根据所给定的基本参
16、数计算轧制力以及选择电动机容量;设计压下螺丝和压下螺母并进行强度和刚度校核;选择轴承并进行寿命校核；设计蜗杆传动和减速器中的齿轮传动，并进行环保性和经济性分析。2总体方案设计四辊轧机现在很普遍，在热轧钢板，冷轧板带中广泛应用。四辊轧机机座由四个位于同一垂直平面内的水平轧辊组成，轧制是在两个工作辊中间进行的，多数为工作辊驱动，支承辊则靠与工作辊相摩擦旋转，近年，冷轧带钢开始采用支承辊传动。轧辊调整装置的作用主要是调整轧辊在机架中的相对位置，以保证要求的压下量、精确的轧件尺寸和正常的轧制条件。压下装置也称上辊调整装置，它是用途最广的一种轧辊调整装置，安装在所有的二辊、三辊、四辊和多辊轧机上，就驱动
17、方式而言，压下装置可分为手动的、电动的、和液压三类。手动压下装置大多数用于型钢轧机上，也用于小型热轧或者冷轧钢板的带钢轧机上。轧辊的手动调整通常可用移动楔块，转动压下螺丝或转动压下螺母等方法来实现。手动压下装置的优点是结构简单、价格低廉。缺点是体力劳动繁重，压下速度和压下能力较小。电动压下装置是由电动机通过齿轮减速箱或蜗轮减速箱或行星轮减速箱传递运动，它可以用于所有的轧机上，其优点是移动距离可以较大的数值，速度和加速度亦可达到一定的要求，压下能力较大。缺点是结构复杂、反应时间较长、效率较低。液压压下装置主要用于冷、热板带轧机上，其主要特点是具有较高的响应速度，很短的反应时间，很高的调整精度。但
18、其费用较高，控制的行程有限。由于此次设计为小型轧机考虑到成本和效率，所以采电动压下装置。电动压下也有许多的传动方式，有蜗轮蜗杆传动和齿轮传动等，下图显示了两种压下装置一种是双电机的电动压下，一种是单电机的电动压下。 图2.1 冷轧机电动压下装置示意图（双电机） 图2.2 冷轧机电动压下装置示意图（单电机）本次设计课题的冷轧机是比较小型的冷轧机所以选用单电机的电动压下装置，图2.2为本次设计的压下装置简图。3 压下电机的选择3.1 轧制力的计算3.1.1 第一道次的轧制力计算h轧制前轧件厚度，h=0.5 mmh轧制后轧件厚度，h=0.33mmR工作辊半径，R=45mmL接触弧水平投影长度，可以认
19、为L= h- h=0.17mmL=2.77mmh=0.415mmT前张力N，T=15000NT 后张力N,T=14000NB轧制力宽度，B=160mm入口断面实际张力=175 Mpa (3.1)出口断面实际张力=284 Mpa平均张力=229.5 Mpa,为轧制前后轧件材料的变形阻力。轧前无变形由文献【1,37】图2-12得=250Mpa轧制后=34%由【1,37】图2-12得=525Mpa K=1.15=1.15=445.6Mpa由文献【1，52】表2-3查得冷轧时乳化液润滑摩擦系数=0.05 Z=（）=0.11 (3.2)对于钢辊C=mm/N则Y=2C（K-）=0.026 (3.3)由文献
20、【1,53】图2-25，可知当Z=0.11 Y=0.026时X=0.34将X=0.34带入下式得m=1.19 (3.4)由m=1.19带入下式得P=（K-）m=(445.6-229.5)1.19=257.16Mpa因为x=则有l=2.822第一道次总轧制力P=PBl=257.161602.822=272.2KN3.1.2 第二道次的轧制力计算h轧制前轧件厚度，h=0.33 mmh轧制后轧件厚度，h=0.22mmR工作辊半径，R=45mmL接触弧水平投影长度，可以认为L= h- h=0.11mmL=2.22mmh=0.275mmT前张力N，T=11000NT 后张力N,T=10500NB轧制力宽
21、度，B=160mm入口断面实际张力=198.9 Mpa 出口断面实际张力=312.5 Mpa平均张力=255.7 Mpa轧前=34%，轧制后=33.3%由文献【1,55】得=a+ba为系数a=0.250.4取a=0.4b为系数a=0.750.6取b=0.6=a+b=0.136+0.1998=0.3358由文献【1,37】图2-12得=234MPaK=1.15=269MPa由文献【1，52】表2-3查得冷轧时乳化液润滑摩擦系数=0.05 Z=（）=0.163对于钢辊C=mm/N则Y=2C（K-）=0.013由文献【1,53】图2-25，可知当Z=0.163 Y=0.013时X=0.41将X=0.
22、34带入下式得m=1.24由m=1.24带入下式得P=（K-）m=87.42因为x=则有l=2.255第二道次总轧制力P=PBl=72.2KN3.1.3 第三道次的轧制力计算h轧制前轧件厚度，h=0.22 mmh轧制后轧件厚度，h=0.155mmR工作辊半径，R=45mmL接触弧水平投影长度，可以认为L= h- h=0.065mmL=1.71mmh=0.1875mmT前张力N，T=8500NT 后张力N,T=9500NB轧制力宽度，B=160mm入口断面实际张力=383 Mpa 出口断面实际张力=241 Mpa平均张力=312Mpa由文献【1,55】得=a+ba为系数a=0.250.4取a=0
23、.4b为系数a=0.750.6取b=0.6=a+b=0.3125由文献【1,37】图2-12得=220MPaK=1.15=253MPa由文献【1，52】表2-3查得冷轧时乳化液润滑摩擦系数=0.05 Z=（）=0.21对于钢辊C=mm/N则Y=2C（K-）=0.0665由文献【1,53】图2-25，可知当Z=0.21 Y=0.0665时X=0.49将X=0.34带入下式得m=1.29由m=1.19带入下式得P=（K-）m=324Mpa因为x=则有l=1.8375第三道次总轧制力P=PBl=60.525KN3.1.4 第四道次的轧制力计算h轧制前轧件厚度，h=0.155 mmh轧制后轧件厚度，h
24、=0.115mmR工作辊半径，R=45mmL接触弧水平投影长度，可以认为L= h- h=0.040mmL=1.34mmh=0.135mmT前张力N，T=7500NT 后张力N,T=8000NB轧制力宽度，B=160mm入口断面实际张力=322.5 Mpa 出口断面实际张力=407 Mpa平均张力=364.8 Mpa由文献【1,55】得=a+ba为系数a=0.250.4取a=0.4b为系数a=0.750.6取b=0.6=a+b=0.3075由文献【1,37】图2-12得=210MPaK=1.15=241MPa由文献【1，52】表2-3查得冷轧时乳化液润滑摩擦系数=0.05 Z=（）=0.11对于
25、钢辊C=mm/N则Y=2C（K-）=0.026由文献【1,53】图2-25，可知当Z=0.11 Y=0.026时X=0.34将X=0.34带入下式得m=1.09由m=1.19带入下式得P=（K-）m=195Mpa因为x=则有l=1.77mm第四道次总轧制力P=PBl=50.654KN3.1.5 第五道次的轧制力计算h轧制前轧件厚度，h=0.115mmh轧制后轧件厚度，h=0.09mmR工作辊半径，R=45mmL接触弧水平投影长度，可以认为L= h- h=0.025mmL=1.06mmh=0.1025mmT前张力N，T=5500NT 后张力N,T=6000NB轧制力宽度，B=160mm入口断面实
26、际张力=326 Mpa 出口断面实际张力=381Mpa平均张力=353 Mpa由文献【1,55】得=a+ba为系数a=0.250.4取a=0.4b为系数a=0.750.6取b=0.6=a+b=0.2997由文献【1,37】图2-12得=200MpaK=1.15=230MPa由文献【1，52】表2-3查得冷轧时乳化液润滑摩擦系数=0.05 Z=（）=0.14对于钢辊C=mm/N则Y=2C（K-）=0.015由文献【1,53】图2-25，可知当Z=0.14 Y=0.015时X=0.46将X=0.34带入下式得m=1.02由m=1.02带入下式得P=（K-）m=423Mpa因为x=则有l=1.13m
27、m第五道次总轧制力P=PBl=31.432KN 表3.1 各道次轧制力表 道次第一道次第二道次第三道次第四道次第五道次轧制力272.2KN72.2KN 60.525KN50.654KN31.432KN则由上表可知轧制力最大的是第一道次轧制力取272.2KN3.2 压下螺旋传动设计3.2.1 材料选择材料选择：由于压下螺丝所受轧制力并不是很大，所以一般压下螺丝材料选择锻造碳钢。在这里选用45钢：压下螺母是轧钢机座中重量较大的易损零件，通常选用贵重的高强度青铜，在这里选用ZQSn8-123.2.2 压下螺丝和螺母主要尺寸的确定 d=(0.550.62)d (3.5)式中： d压下螺丝外径 d支承辊
28、辊颈直径 d=100mm d螺纹受力直径（中径） d=58.5mm 则有 d=(0.550.62)100=(5562)mm 取d=60mm t=tan (3.6)式中：t螺纹螺距 螺纹升角，按自锁条件要求230，取=1.15带入公式（3.9）,得 t=tan1.1558.5=3.78mm取 t=3mm(标准) H=（1.22）d=(1.22)58.5=(72120) mm (3.7)取H=110mm D=(1.51.8)d式中： D螺母外径 D=(1.51.8)58.5=（90108）mm (3.8)因为小型冷轧机压下系统，螺母外径D需要大一些，所以D=120mm3.3 驱动压下螺丝的力矩压下
29、螺纹的静力矩就是压下螺丝的阻力矩，包括螺纹处阻力矩和止推轴承的阻力矩。M=M+M 图4.1 压下螺丝受力矩分析图 M=p式中； =0.1P作用在压下螺丝上的载荷 P= p取150MPAd压下螺丝止推轴直径 d=50mmM止推轴承的阻力矩 M=p=0.11.51.5=2.510Nmm M=Ptan()式中： d螺纹受力直径（中径） d=58.5mm螺纹上的摩擦角即=arctan= arctan0.1=5.71螺纹升角，压下时用正号，提升时用负号，=，t为螺距。M螺纹摩擦阻力矩=0.91M=ptan()=1.510tan(5.710.91)=5.0910Nmm所以 M=M+M=2.510+5.09
30、10=7.5910Nmm3.4 压下螺丝的强度计算螺杆工作时承受轴向压力（拉力）F和扭转T的作用，螺杆危险截面上既有压缩（或拉伸）应力，又有切应力。因此，校核螺杆强度时，应根据第四强度理论求出危险截面的计算应力，其强度条件=【】式中； F螺杆所受的轴向压力（或拉力），单位N； d螺杆螺纹小径，单位为mm; A螺杆螺纹断的危险截面积，A=，单位为N【】螺杆材料的许用应力，单位为Mpa,由文献【5,86】表5-8选取为4.8级，=320Mpa,由文献【5,98】表5-13查得【】=64Mpa.d=56.5mm A=(56.5)=2507.19mmd=58.5mm=arctan=arctan=0.9
31、4由文献【5,93】表5-12查得，f=0.1 =arctan arctan=5.72 F=2.110NT=Ftan(+)=1.9910tan(0.94+5.72)=6.810Nmm =0.86Mpa【】 满足强度要求。3.5 螺母的强度计算 螺纹牙危险截面的剪切强度条件为 =【】 螺纹牙危险截面的弯曲强度条件为 =【】式中； b螺纹牙的根部的厚度，单位为mm,此螺纹为梯形螺纹，b=0.65P; L弯曲力臂，单位为mm(l=) 【】螺母材料的许用切应力；单位为Mpa;由文献【5,98】表5-13查得【】=3040Mpa 【】螺母材料的许用弯曲应力，单位Mpa,由文献【5,98】表5-13查得【
32、】=4060Mpa D=60.5mm,D=58.5mm L=1mm H=110mm, P=3mm =37 b=0.65P=0.653=1.95mm所以 =0.13Mpa =0.4Mpa3.6 压下电机的容量选择 n=6 式中：n压下螺丝的转数 v压下速度 v=0.3 t螺距驱动一个螺丝的功率 N= =式中; 联轴器传动效率由文献【2,109】表4.2-9查得=0.99一级圆柱齿轮传动效率，=0.99蜗杆传动效率，由文献【2,109】表4.2-9查得=0.75 =0.990.990.75=0.74N=0.644KW驱动压下螺丝所需总功率 N=2N=20.644kw=1.288kw由文献【3,40
33、150】选 压下电机Z241 N=1.5KWn=10003.7 速比分配i=166.66 取168i减速机传动比i蜗轮蜗杆的传动比取i=5.6 i=30i= i i=5.630=1684. 圆柱齿轮的设计4.1 选定齿轮相关参数及工作情况1减速机采用一级圆柱斜齿轮传动。2. 闭式减速机，故选用7级精度（GB109588）。3材料选择,由文献5,19表101，选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS,二者材料硬度差40HBS。4选择小齿轮齿数Z=24，大齿轮齿数Z=uZ=5.624=1345.初选螺旋角=146齿轮由电机驱动工作寿命16
34、年，每年工作300天，两班制。4.2 按齿面接触强度设计 由文献【5.218】可知 d1. 确定公式内的各计算值。（1） 试选载荷系数K=1.6（2） 由文献5,217图1030选取区域系数Z=2.433（3） 由文献【5,215】图1026查得=0.78 =0.91则有=+0.78+0.91=1.69（4） 由文献【5,205】表107选取齿宽系数=1（5） 由文献【5,201】表106可知材料的弹性影响系数Z=189.8Mpa（6） 由文献【5,209】图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=740Mpa,大齿轮的接触疲劳强度极限=580Mpa（7） 由文献【5,206】公式1
35、013计算应力循环次数N=60njL=601001(2830015)=4.3210N=1.0810（8）由文献【5,207】图1019取接触疲劳寿命系数K=0.90,K=0.95 （9）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S=1由文献【5,205】公式10-12得=0.90740Mpa=666MPa=0.95580Mpa=551MPa=608.5MPa（10） 计算小齿轮传递的转矩 T=14325Nmm2 计算 （1）试计算小齿轮分度圆直径d,由公式（5.1）得 d=26.41mm（2）计算圆周速度 V=1.382m/s（3）计算齿宽b及模数m b=126.93=26.41mm m=1
36、.07 h=2.25 m=2.251.07=2.41mm =10.96(4) 计算纵向重合度=0.318Ztan=0.318124tan14(5) 计算载荷系数K已知使用系数K=1,根据文献5,194图1018查得动载荷系数K=1.05.，由文献【5.196】表104查K=1.413由文献【5,198】图1014查得K=1.18故载荷系数 K= K K K K=11.051.21.413=1.78（6）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=27.37mm(7) 计算模数mm=1.114.3 按齿根弯曲强度设计 由文献5.216式1017得 m(1) 计算载荷系数K K= K K K K=
37、11.051.21.18=1.49(2) 根据重合度=1.903 由文献【5.217】图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.88(3) 计算当量齿数 Z=26.27 Z=146.69(4) 查取 齿形系数由文献5,200表10-5查得 Y=2.592 Y=2.138（5）查取应力校正系数，由文献【5,200】表10-5查得Y=1.598 Y=1.828（6）计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4由文献【5.208】图10-20C得=620Mpa =480Mpa由文献【5.206】图10-18.，弯曲疲劳寿命系数K=0.83 ，K=0.87 【】=367.57Mpa 【】=298.2
38、9Mpa（7） 计算大小齿轮的并加以比较=0.0113=0.0131大齿轮数值大，所以选用大齿轮数值计算。（8） 设计计算 m=0.78 取m=1.0mm Z=26.56 Z取 27 Z=iZ=5.6=151.2 Z取1514.4 几何尺寸计算（1）计算中心距 a=91.72mm将中心距圆整为 92mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos=arccos=152132(3)计算大小齿轮分度圆直径 d=27.91 d= 156.09(4)计算齿轮宽度 b =d=1=27.91mm 圆整后 取 B=35mm B=30 mm5 蜗杆传动的设计5.1 选择蜗杆传动类型 根据GB/T10085
39、-1988的推荐采用阿基米德（ZC）5.2 选择材料 根据工作等情况考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆蜗旋齿面要求淬火，硬度为45-55HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZcuSn10P1，金属模铸造，为了节约贵重金属，仅齿圈用青铜制造，两轮芯用灰铸铁HT100制造。5.3 按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆传送的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度由文献【5,254】式11-12可知传动中心距 a(1). 确定作用在涡轮上的转矩T T=9.5510=9.5510=1.02510Nmm(2). 确定载荷系数K因工作载荷
40、比较稳定，故载荷分布不均系数K=1,由文献【5,253】表11-5得选用系数K=1.15.，由于转速不高冲击不大，可取动载荷系数K=1.05，则 K= K K K=1.21（3）. 确定弹性影响系数Z 因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆配合；故Z=160Mpa(4). 确定接触系数Z 先假设蜗杆分度圆直径d和传动中心距a的比值=0.35，由文献【5,253】图11-18中可得Z=2.9（5）确定许用接触应力【】根据蜗轮材料为铸锡青铜，金属模铸造，蜗杆蜗旋内硬度为745GEC，可由文献【5,254】表11-7中查得蜗轮的基本许用应力【】=268Mpa应力循环次数 N=60jnL假设L=16000hN
41、=0.576 10寿命系数K=1.07则【】=【】K=1.07268=268.76Mpa(6) 计算中心距 a=148.08mm取中心距a=160 mm 因i=30,故文献【5,245】表11-2可知取模数m=8mm,蜗杆分度圆直径d=80mm.这时d/a=0.5,由文献【5,250】图11-18可查接触系数Z=2.6 因为ZZ,因此以上计算结果可用。5.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸（1） 蜗杆轴向齿距P=m=8=25.133 mm直径系数 q=10齿顶圆直径d=d+2hm=80+28=96mm齿根圆直径d= d-2(h+c)=80-2(18+2)=60mmc=cm=0.258=2mm 分度圆导程角=54238蜗杆轴向齿厚s=m=8=12.5664mm(2) 蜗轮蜗轮齿数Z=30变为系数x=-0.500蜗轮分度圆直径d=mz=830=240mm蜗轮喉齿圆直径 h=m(h +x)=8(1-0.500)=4mmd= d+2h=240+8=248mm蜗轮齿根圆直径 d=d-2h=240-214=212mm h=m(h- x+c)=14mm蜗轮咽喉母圆半径r