机械毕业设计667蜂窝煤成型机设计

绪论
1.型煤概况
随着机械化采煤程度的提高，产生了大量的粉煤。

粉煤的市场价值很低，造成大量的积压。

市场对型煤的需求量较大，型煤技术有很大的市场空间。

同时生产型煤的原料煤的质地不受限制。

2.成型设备概况
成型设备是型煤生产中的关键设备,选择成型设备应以原煤的特性，型煤的用途及成时压力等诸多因素为基础。

目前工业上应用最广的是对辊式成型机。

另外,还有冲压式成型机,环式成型机和螺旋式成型机等
3.对辊成型机概况
对辊成型机可用于成型、压块和颗粒的高压破碎，它的给料系统和辊面的设计要根据使用要求来设计。

下面就对辊成型机在成型方面的应用进行描述。

对辊成型机主要包括以下几个主要部件：
3.1同步齿轮传动系统
对辊成型机的同步齿轮传动系统由包括两个同步齿轮在内的减速器，安全联轴器等组成。

安全联轴器是一个能自动复位的机构，它可以在正常工作时驱动转距的1.7～1.9倍范围内调整。

最主要的是，同步齿轮和齿轮联轴器的连接保证了提供给型辊完全均匀的线速度。

3.2成型系统
对辊成型机的最主要部分是型辊。

由于成型压力大，直径大，所以采用八块型板拼装的方式，辊芯由铸钢材料铸造而成，型板由强度高的耐磨材料制造。

3.3液压加载系统
液压加载系统用于提供压力迫使浮辊向被压实的物料和固定辊靠近。

为满足特殊的工作需要，压力的高低和大小可以自由调整。

压力的梯度随间距的变化而升高，通过改变液压储能器中氮的分压可以在很大范围内调整压力的梯度。

在其他尖硬物料被压入压辊的间隙时液压系统也用作安全装置。

1.电机选型及传动比计算
1.1选择电动机
1.1.1选择电动机的类型和结构形式
按工作条件和要求，选用一般用途的Y 系列三相异步电动机，为卧式封闭结构。

1.1.2选择电动机的容量
辊子转速：n=8~10r/min 辊子圆周速度：v=0.4~0.5m/s ω=n π/30 v=ωr
初计算型辊半径 R =
=w
v 0.5478mm 3
π= 型球体积 43505032810mm V =⨯⨯=⨯ 每块型煤质量 49810 1.35100.108kg v ρ-=⨯⨯⨯=
型辊周向上分布型窝个数 2478
5455.555.5C Z π⨯=
== （个） 型辊轴向上分布型窝数 58.4
10.01540.108
S =
=⨯ 取整 S=10 型辊长度 B=55.59+50+352+10=629.5 mm ⨯⨯ 取整
B=630 mm
辊上合力 30621860F pl ==⨯= KN 阻力矩 18605093KN m T Fe ==⨯= 工作机所需的功率：
P=9550
Tn 式中 T =93000Nm n=10 r/min 代入上式得
P=
9300010
97.49550
⨯=KW
电动机所需功率：P
=P/η
从电动机到辊轮主轴之间的传动装置的总效率：
η=η1η
42
η
83
η
54
式中 η1=0.95 V 带传动效率
η2
=0.98 联轴器效率 η
3
=0.99 轴承效率 η
4
=0.97 齿轮传动效率
代入上式得
η=0.95×0.984×0.999×0.975 =0.6777 0P =P/η
=97.4/0.6777 =143.2 KW
选择电动机额定功率P m ≥P
，根据传动系统图和推荐的传动比合理范围
V 带传动的传动比 2-4 ； 单级圆柱齿轮传动比 3-6 。

所以选择Y315L1-4电动机，额定功率160kw,满载转速1480 r/min 。

1.2计算传动装置的总传动比并分配各级传动比
1.2.1传动装置的总传动比
i =n
n m
=10
1480=148
1.2.2分配各级传动比
该传动装置中使用的是三级圆柱齿轮减速器，考虑到以下原则： 1）使各级传动的承载能力大致等（齿面接触强度大致相等）
2）使减速器能获得最小外形尺寸和重量
3）使各级传动中大齿轮的浸油深度大致相等，润滑最为简便
分配各级齿轮传动比为
i 1=4。

25 i 2=4 i 3=1.8
辊轮的直径为956mm,两辊轮这间的间隙取1mm,所以两辊轮的中心距为957mm 。

由此调节可初定同步齿轮的传动比为2.4 。

则V 带传动的传动比为2。

2.V 带设计计算
2．1确定计算功率
根据工作情况 查表12-12选择工况系数2.1=A K 设计功率 1.2160192KW d A P K P ==⨯=
2．2选择带型
根据192KW d P =和11480r/min n = 选择25N 窄V 带(有效宽度制)
2．3确定带轮基准直径
小带轮的基准直径 参考表12-19和图12-4取 1335mm e d = 传动比 2i = 取弹性滑动系数 02.0=ε 大带轮基准准直径 21(1)e de d id ε=- 2315(10.02)=⨯⨯- 617.4mm = 取标准值 2630mm e d =
实际转速 1
21
2
(1)p p d n n d ε=-
310
(10.02)1480625
=-⨯⨯
719.4r/min =
实际传动比 12
1480 2.057719.4n
i n ===
2．4验算带的速度
11
3.143101480
24.02m/s 601000
601000
p d n v π⨯⨯=
=
=⨯⨯
2．5初定中心距
()()
120120.72e e e e d d a d d +≤<+
00.7(315630)2(315630)a ⨯+≤<⨯+ 0661.5mm 1890mm a ≤< 取01200mm a =
2．6确定基准长度
2
2121000
()()22
4e e e e d d d d d L a a π+-=+
+
2
3.14(630315)(630315)21200241200⨯+-=⨯++⨯
3905.07mm =
由表12-10选取相应基准长度 4060mm d L =
2．7确定实际轴间距
0040603905.07
12001277.5mm 22
e e L L a a --≈+
=+= 安装时所需最小轴间距
min 0.0151277.50.01540601216.6mm e a a L =-=-⨯= 张紧或补偿伸长所需最大轴间距
max 0.031277.50.0340601399.3mm e a a L =+=+⨯=
2．8验算小带轮包角
21
118057.3e e d d a α-=︒-
⨯︒ 630315
18057.31277.5
-=︒-
⨯︒ 165.87120=︒>︒
2．9单根V 带的基本额定功率
根据1315mm e d =和11480r/min n = 由表12-17n 查得25N 型窄V 带128.75KW P =
2．10单根V 带的功率增量
考虑传动比的影响，额定功率的增量由表12-17n 查得
1 3.78P ∆=
2．11V 带的根数
()L
a d
K K P P P z 11∆+=
由表12-13查得0.96a K = 由表12-16查得0.94L K =
()192
6.5428.75 3.780.960.94
z ==+⨯⨯根
取7根
2．12单根V 带的预紧力
2015.2500mv zv P K F d a +⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛-= 由表12-14
2.13带轮的结构
2.1
3.1小带轮的结构
小带轮采用实心轮结构。

由Y280M-4电动机可知，其轴伸直径mm d 75=，长度mm L 140=，
小带轮轴孔直径应取mm d 750=，毂长应小于mm 140. 由表12-22查得，小带轮结构为实心轮
由V 带的实际传动比227.1=i ，对减速器的传动比进行重新分配。

传动装置总传动比 =总
148i
V 带传动传动比 227.1=带i 同步齿轮的传动比 5.24=i 则三级减速器的传动比为
248.485
.2227.1148
=⨯=
i
1i ，3i 调节不变，2i ，以达到传动比的调节。

则
9.31=i 66.33=i 383.366
.39.3284.48312=⨯==
i i i i
3．基本参数计算
各轴的转速、传递功率、转矩
Ⅰ轴 11480721.95r/min 2.05v n n i ===
1P = 0P d η=1600.950.99150.48KW ⨯⨯=
1
11150.489550
95501991N m 721.95
P T n ==⨯= Ⅱ轴 121
721.95169.87r/min 4.25n
n i ===
21
12150.480.990.97144.5KW P P η==⨯⨯= 222144.5
9550
95508124N m 169.87
P T n ==⨯= Ⅲ轴 232
169.8743.78r/min 3.88n
n i ===
3223144.50.990.97138.8KW P P η==⨯⨯= 333138.8
9550
955030277.3N m 43.78P T n ==⨯= Ⅳ轴 3
43
43.78
24.19r/min 1.81
n n i =
==
4334138.80.990.97133.3KW P P η==⨯⨯= 444133.39550
955052625.7N m 24.19
P T n ==⨯= Ⅴ轴 454
24.1910r/min 2.42n
n i ===
5445133.30.99132KW P P η==⨯= 555132
9550
9550126060N m 10
P T n ==⨯=
4．同步齿轮减速箱齿轮的设计计算
4.1I 轴齿轮设计计算
4.1.1选择齿轮材料
小齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 56~62 大齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 56~62
齿轮的疲劳极限应力按中等质量（MQ ）要求从图14-32和图14-24中查得 MPa F F 4502lim 1lim ==σσ
MPa H H 15002lim 1lim ==σσ
参考我国试验数据（表14-45）后，将lim F σ适当降低：
MPa F F 4002lim 1lim ==σσ
4.1.2初定齿轮主要参数
初定齿轮主要参数
考虑载荷有轻微冲击、非对称轴承布置，取载荷系数K=2 按齿根弯曲疲劳强度估算齿轮尺寸，计算模数:
FP
FS
m Y Z KT m σφ113
5
.12=
按表14-34，并考虑传动比i ，选用小齿轮齿数1Z =24， 大齿轮齿数 21 4.2524102Z iZ ==⨯= 取 2Z = 102 按表14-33，选齿宽系数
16m φ=
1
160.6724m d Z φφ===
()()1
16
0.250.510.5 4.25124
m
a u Z φφ===+⨯+⨯
由图14-14查得大小齿轮的复合齿形系数（021==x x 时） 35.41=FS Y 95.32=FS Y 由于轮齿单向受力，齿轮的许用弯曲应力
12lim 1.6 1.6400640MPa FP FP FP F σσσσ====⨯= 由于
22
1
1
FP FS FP FS Y Y σσ>
，故按小齿轮的抗弯强度计算模数
12.5
5.18mm m ==
采用斜齿轮，按表14-2，取标准模数6mm n m =。

初取β=13°（表14-33），则齿轮中心距
()β
cos 221n
m z z a +=
()2410262cos13+⨯=
⨯︒
387.94mm =
由于单件生产，不必取标准中心距，取388mm a =。

准确的螺旋角
()a
m z z n
2arccos
21+=β
()241026arccos
2388
+⨯=⨯
13.036︒=
132'10"β︒= 齿轮分度圆直径
β
cos 11n
m z d =
246
cos13.036︒
⨯=
147.8mm =
βcos 22n
m z d = 1026
cos13.036︒
⨯=
628.2mm =
工作齿宽
110.7147.8103.5mm b d φ==⨯=
为了保证1>βε，取105mm b =。

1
1050.71147.8d b d φ===
齿轮圆周速度
1000
601
1⨯=
n d v π
147.8721.95
601000
π⨯⨯=
⨯
5.59m/s =
按此速度查表14-78，齿轮精度选用8级即可，齿轮精度8-7-7（GB10095-1988） 校核重合度
纵向重合度 （图14-8） 1.31βε=>
端面重合度 （图14-3） 0.770.87 1.64αε=+=
总重合度 1.3 1.64 2.94 2.2γαβεεε=+=+=>
4.1.3校核齿面接触疲劳强度
αββ
εσH H V A t E H BD H K K K K u
u b d F Z Z Z Z Z 1
1+=
分度圆上的切向力
1
1
2000t T F d =
20002010147.8
⨯=
27199N =
由表14-39查得使用系数 25.1=A K 动载荷系数
2
21211
1001u u v Z K b F K K K t A V +⎪
⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛++= 式中 9.231=K 0087.02=K （表14-40） 齿数比 2
1
102
4.2524Z u Z =
==
将有关数据代入V K 计算式
23.924 5.5910.0087100105V K ⎛⎫
⎪⨯=++⨯ ⎪ ⎪ ⎪
⎝⎭
1.11= 齿向载荷分布系数
4
42
108.0107.418.017.1d d H b K φφβ+⨯++=-
2441.170.180.71 4.7101050.1080.71-=+⨯+⨯⨯+⨯ 1.34= 齿向载荷分配系数，根据
1.2527199323.8N/mm 100N/mm 105
A t K F
b ⨯==>
查表14-43 得 2.1=αH K
节点区域系数，按132'10"β=︒和021==x x 查图14-11 得45.2=H Z 材料弹性系数
查表14-44 得E Z =重合度系数 查图14-12 得0.78Z ε= 螺旋角系数 查图14-13 得 0.985Z β= 由于 1.31βε=>可取1===B D BD Z Z Z
1 2.45189.80.78H σ=⨯⨯⨯⨯ 785.2MPa =
计算接触强度强度安全系数 H
X
W LVR NT H H Z Z Z Z S σσlim =
式中各系数的确定 计算齿面应力循环数
91160601721.530000 1.310L N jn t ==⨯⨯⨯=⨯ 9
81
2 1.310
3104.25
L L N N u ⨯=
==⨯
按齿面不允许出现点蚀，查图14-37 得寿命系数 10.88NT Z = 20.93NT Z = 润滑油膜影响系数 查表14-47 得 92.0=LVR Z 齿面工作硬化系数 按图14-39 查得1=W Z 尺寸系数 按6n m mm =，查图14-40 得1=X Z
将以上数据代入H S 计算式
115000.880.9211
785.2
H S ⨯⨯⨯⨯=
1.55=
215000.930.9211
785.2
H S ⨯⨯⨯⨯=
1.63=
由表14-49，按一般可靠度要求，选用最小安全系数1.1min =H S 。

1H S 和2H S 均大于min H S ，故安全。

4.2Ⅱ轴齿轮设计计算
4.2.1选择齿轮材料
小齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 56~62 大齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 56~62
齿轮的疲劳极限应力按中等质量（MQ ）要求从图14-32和图14-24中 得 MPa F F 4502lim 1lim ==σσ
MPa H H 15002lim 1lim ==σσ
参考我国试验数据（表14-45）后，将lim F σ适当降低：
MPa F F 4002lim 1lim ==σσ
4.2.2初定齿轮主要参数
按齿根弯曲疲劳强度估算齿轮尺寸，计算模数
FP
FS
m Y Z KT m σφ113
5
.12=
按表14-34，并考虑传动比i ，选用小齿轮齿数1Z =26， 大齿轮齿数 21 3.8826100.88mm Z iZ ==⨯=
取整 2Z =102
按表14-33，选齿宽系数
18m φ=
1
180.6926m d Z φφ===
()()1
18
0.2840.510.5 3.88126
m
a u Z φφ===+⨯+⨯
由图14-14查得大小齿轮的复合齿形系数（021==x x 时） 35.41=FS Y 0.42=FS Y 由于轮齿单向受力，齿轮的许用弯曲应力
12lim 1.6 1.6400640MPa FP FP FP F σσσσ====⨯=
由于
22
1
1
FP FS FP FS Y Y σσ>
，故按小齿轮的抗弯强度计算模数
12.5
7.7mm m ==
采用斜齿轮，按表14-2，取标准模数10mm n m =。

初取β=13°（表14-33），则齿轮中心距
()βcos 221n m z z a +=
()26102102cos13+⨯=
⨯︒
656.8mm =
由于单件生产，不必取标准中心距，取657mm a =。

准确的螺旋角
()a
m z z n
2arccos
21+=β
()2610210arccos
2656.8
+⨯=⨯
13=︒ 13β=︒
齿轮分度圆直径
β
cos 11n
m z d =
2610
cos13⨯=︒
266.839mm =
βcos 22n
m z d = 10210
cos13⨯=︒
1046.83mm =
工作齿宽
10.69266.839184.12mm d b d φ==⨯=
为了保证1>βε，取190b mm =。

1
1900.71266.839d b d φ===
齿轮圆周速度
1000
601
1⨯=
n d v π
266.839169.87
601000
π⨯⨯=
⨯
1.95m/s =
按此速度查表14-78，齿轮精度选用8级即可，齿轮精度8-7-7（GB10095-1988） 校核重合度
纵向重合度 （图14-8） 1.31βε=>
端面重合度 （图14-3） 0.770.88 1.65αε=+=
总重合度 1.3 1.65 2.95 2.2γαβεεε=+=+=> 4.2.3校核齿面接触疲劳强度
αββεσH H V A t E H BD H K K K K u
u b d F Z Z Z Z Z 1
1+=
分度圆上的切向力
12000d T F t
t =
20008124213.687
⨯=
76036N =
由表14-39查得使用系数 25.1=A K 动载荷系数
2
21211
1001u
u v Z K b F K K K t A V +⎪⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛++= 式中 9.231=K 0087.02=K （表14-40） 齿数比2
1
102
3.926Z u Z =
==
将有关数据代入V K 计算式
23.926 1.9510.00871.2576036100150V K ⎛⎫
⎪⨯=++⨯ ⎪⨯ ⎪ ⎪
⎝⎭
1.02= 齿向载荷分布系数
4
42
108.0107.418.017.1d d H b K φφβ+⨯++=- 2441.170.180.7 4.7101500.1080.7-=+⨯+⨯⨯+⨯ 1.35=
齿向载荷分配系数，根据
1.2576036633N/mm 100N/mm 150A t K F b ⨯==>
查表14-43 得2.1=αH K
节点区域系数，按1314'56"β=︒和021==x x 查图14-11 得45.2=H Z 材料弹性系数
查表14-44 得MPa Z E 8.189= 重合度系数 查图14-12 得78.0=εZ 螺旋角系数 查图14-13 得 0.98Z β= 由于 1.31βε=>可取1===B D BD Z Z Z
1 2.45189.80.78H σ=⨯⨯⨯⨯
990MPa =
计算接触强度强度安全系数 H
X
W LVR NT H H Z Z Z Z S σσlim =
式中各系数的确定 计算齿面应力循环数
81160601174.130000 3.1310L N jn t ==⨯⨯⨯=⨯ 8
71
2 3.13108103.9
L L N N u ⨯=
=
=⨯
按齿面不允许出现点蚀，查图14-37 得寿命系数 10.97NT Z = 20.98NT Z = 润滑油膜影响系数 查表14-47 得 92.0=LVR Z
齿面工作硬化系数 按图14-39 查得1=W Z 尺寸系数 按mm m n 8=，查图14-40 得1=X Z 将以上数据代入H S 计算式
115000.970.9211
990
H S ⨯⨯⨯⨯=
1.35=
215000.980.9211
990
H S ⨯⨯⨯⨯=
1.37=
由表14-49，按一般可靠度要求，选用最小安全系数1.1min =H S 。

1H S 和2H S 均大于min H S ，故安全。

4.3Ⅲ轴齿轮设计计算
4.3.1选择齿轮材料
小齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 56~62 大齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 56~62 齿轮的疲劳极限应力按中等质量（MQ ）要求得 MPa F F 4502lim 1lim ==σσ
MPa H H 15002lim 1lim ==σσ
参考我国试验数据（表14-45）后，将lim F σ适当降低：
MPa F F 4002lim 1lim ==σσ
4.3.2初定齿轮主要参数
按齿根弯曲疲劳强度估算齿轮尺寸，计算模数
FP
FS
m Y Z KT m σφ113
5
.12=
按表14-34，并考虑传动比i ，选用小齿轮齿数1Z =40， 大齿轮齿数 21 1.814072.4Z iZ ==⨯= 取2Z =72 按表14-33，选齿宽系数
18m φ=
1
180.4540m d Z φφ===
()()1
18
0.320
0.510.5 1.81140
m
a u Z φφ===+⨯+⨯
由图14-14查得大小齿轮的复合齿形系数（021==x x 时） 35.41=FS Y 98.32=FS Y 由于轮齿单向受力，齿轮的许用弯曲应力
12lim 1.6 1.6400640MPa FP FP FP F σσσσ====⨯= 由于
22
1
1
FP FS FP FS Y Y σσ>
，故按小齿轮的抗弯强度计算模数
12.5
10.37mm m ==
采用斜齿轮，按表14-2，取标准模数12mm n m =。

初取β=13°（表14-33），则齿轮中心距 ()βcos 221n m z z a +=
()4072122cos13+⨯=
⨯︒
689.676mm =
由于单件生产，不必取标准中心距，取690mm a =。

准确的螺旋角 ()a
m z z n
2arccos
21+=β
()407212arccos 2690
+⨯=⨯
13.116=︒ 136'57"β=︒
齿轮分度圆直径
β
cos 11n
m z d =
4012
cos13.116⨯=︒
492.857mm =
βcos 22n
m z d = 7212
cos13.116⨯=︒
887.143mm =
工作齿宽
10.45492.857221.785mm d b d φ==⨯=
为了保证1>βε，取230mm b =。

1
2300.47492.857d b d φ===
齿轮圆周速度
1000
601
1⨯=
n d v π
492.85743.78
601000
π⨯⨯=
⨯
1.12m/s =
按此速度查表14-78，齿轮精度选用8级即可，齿轮精度8-7-7（GB10095-1988） 校核重合度
纵向重合度 （图14-8） 1.31βε=>
端面重合度 （图14-3） 0.820.88 1.70αε=+= 总重合度 1.3 1.703 2.2γαβεεε=+=+=> 4.3.3校核齿面接触疲劳强度
αββεσH H V A t E H BD H K K K K u
u b d F Z Z Z Z Z 1
1+=
分度圆上的切向力
12000d T F t
t =
200030277492.857
⨯=
122863N =
由表14-39查得使用系数 25.1=A K 动载荷系数
2
21211
1001u u v Z K b F K K K t A V +⎪
⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛++= 式中 9.231=K 0087.02=K （表14-40） 齿数比2
1
72
1.840Z u Z =
==
将有关数据代入V K 计算式
23.9
40 1.1210.00871.25122863100230V K ⎛⎫
⎪⨯=++⨯ ⎪⨯ ⎪ ⎪
⎝⎭
1.02= 齿向载荷分布系数
4
42
108.0107.418.017.1d d H b K φφβ+⨯++=-
2441.170.180.45 4.7102300.1080.45-=+⨯+⨯⨯+⨯ 1.32=
齿向载荷分配系数，根据
1.25122863668N/mm 100N/mm 230A t K F b ⨯==>
查表14-43 得2.1=αH K
节点区域系数，按136'57"β=︒和021==x x 查图14-11 得45.2=H Z 材料弹性系数
查表14-44 得E Z =重合度系数 查图14-12 得78.0=εZ 螺旋角系数 查图14-13 得 99.0=βZ 由于11.1>=βε可取1===B D BD Z Z Z
1 2.45189.80.78H σ=⨯⨯⨯⨯
MPa 911=
计算接触强度强度安全系数 H
X
W LVR NT H H Z Z Z Z S σσlim =
式中各系数的确定 计算齿面应力循环数
811106.1300004.9116060⨯=⨯⨯⨯==t jn N L 78
1
2103.47
.310
6.1⨯=⨯==u N N L L
按齿面不允许出现点蚀，查图14-37 得寿命系数 96.01=NT Z 12=NT Z
润滑油膜影响系数 查表14-47 得 92.0=LVR Z
齿面工作硬化系数 按图14-39 查得1=W Z
尺寸系数 按10mm n m =，查图14-40 得97.0=X Z 将以上数据代入H S 计算式
911
97
.0192.096.015001⨯⨯⨯⨯=
H S
41.1=
911
97
.0192.0115002⨯⨯⨯⨯=H S
47.1=
由表14-49，按一般可靠度要求，选用最小安全系数1.1min =H S 。

1H S 和2H S 均大于min H S ，故安全。

4.4Ⅳ轴齿轮设计计算
4.4.1选择齿轮材料
小齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 56~62 大齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 56~62 齿轮的疲劳极限应力按中等质量（MQ ）要求得 MPa F F 4502lim 1lim ==σσ
MPa H H 15002lim 1lim ==σσ
参考我国试验数据后，将lim F σ适当降低：
MPa F F 4002lim 1lim ==σσ
4.4.2初定齿轮主要参数
按齿根弯曲疲劳强度估算齿轮尺寸，计算模数
FP
FS
m Y Z KT m σφ113
5
.12=
按表14-34，并考虑传动比i ，选用小齿轮齿数1Z =24， 大齿轮齿数 21 2.42457.6mm Z iZ ==⨯= 取2Z =58 按表14-33，选齿宽系数
18m φ=
1
180.7524m d Z φφ===
()()1
18
0.440.510.5 2.4124
m
a u Z φφ===+⨯+⨯
由图14-14查得大小齿轮的复合齿形系数（021==x x 时） 35.41=FS Y 98.32=FS Y 由于轮齿单向受力，齿轮的许用弯曲应力
12lim 1.6 1.6400640MPa FP FP FP F σσσσ====⨯= 由于
22
1
1
FP FS FP FS Y Y σσ>
，故按小齿轮的抗弯强度计算模数
12.5
14.79mm m ==
采用斜齿轮，按表14-2，取标准模数16mm n m =。

初取β=13°（表14-33），则齿轮中心距 ()β
cos 221n m z z a +=
()2458162cos13+⨯=⨯︒
673.255mm =
由于单件生产，不必取标准中心距，取674mm a =。

准确的螺旋角 ()a
m z z n
2arccos
21+=β
()245816arccos
2674
+⨯=⨯
13.271=︒ 1316'15"β=︒
齿轮分度圆直径
77cos n
z m d β
=
2416
cos13.271⨯=︒
394.536mm =
88cos n
z m d β= 5816
cos13.271⨯=︒
953.462mm =
工作齿宽
70.75394.536295.902mm d b d φ==⨯=
为了保证1>βε，取300mm b =。

7
3000.76394.536d b d φ===
齿轮圆周速度
74
601000
d n v π=
⨯
394.53624.19
601000
π⨯⨯=⨯
0.500m/s =
按此速度查表14-78，齿轮精度选用8级即可，齿轮精度8-7-7（GB10095-1988） 校核重合度
纵向重合度 （图14-8） 1.31βε=>
端面重合度 （图14-3） 0.820.88 1.70αε=+= 总重合度 1.3 1.703 2.2γαβεεε=+=+=> 4.4.3校核齿面接触疲劳强度
αββεσH H V A t E H BD H K K K K u
u b d F Z Z Z Z Z 1
1+=
分度圆上的切向力 72000t
t T F d =
200052625394.536
⨯=
266769N =
由表14-39查得使用系数 25.1=A K 动载荷系数
2
21211
1001u u v Z K b F K K K t A V +⎪
⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛++= 式中 9.231=K 0087.02=K （表14-40） 齿数比2
1
72
1.840Z u Z =
==
将有关数据代入V K 计算式
23.9
40 1.1210.00871.25122863100230V K ⎛⎫
⎪⨯=++⨯ ⎪⨯ ⎪ ⎪
⎝⎭
1.02= 齿向载荷分布系数
4
42
108.0107.418.017.1d d H b K φφβ+⨯++=-
2441.170.180.45 4.7102300.1080.45-=+⨯+⨯⨯+⨯ 1.32=
齿向载荷分配系数，根据
1.25122863668N/mm 100N/mm 230A t K F
b ⨯==>
查表14-43 得2.1=αH K
节点区域系数，按136'57"β=︒和021==x x 查图14-11 得45.2=H Z 材料弹性系数
查表14-44 得E Z =重合度系数 查图14-12 得78.0=εZ 螺旋角系数 查图14-13 得 99.0=βZ 由于11.1>=βε可取1===B D BD Z Z Z
1 2.45189.80.78H σ=⨯⨯⨯⨯
MPa 911=
计算接触强度强度安全系数 H
X
W LVR NT H H Z Z Z Z S σσlim =
式中各系数的确定 计算齿面应力循环数
811106.1300004.9116060⨯=⨯⨯⨯==t jn N L 78
1
2103.47
.310
6.1⨯=⨯==u N N L L
按齿面不允许出现点蚀，查图14-37 得寿命系数 96.01=NT Z 12=NT Z
润滑油膜影响系数 查表14-47 得 92.0=LVR Z 齿面工作硬化系数 按图14-39 查得1=W Z
尺寸系数 按10mm n m =，查图14-40 得97.0=X Z 将以上数据代入H S 计算式
911
97
.0192.096.015001⨯⨯⨯⨯=
H S
41.1=
911
97
.0192.0115002⨯⨯⨯⨯=H S
47.1=
由表14-49，按一般可靠度要求，选用最小安全系数1.1min =H S 。

1H S 和2H S 均大于min H S ，故安全。

5．同步齿轮减速箱轴的设计计算
5.1Ⅰ轴的设计计算
5.1.1选择轴的材料
该轴上的齿轮的分度圆直径和轴径相差不大，故做成齿轮轴，选用45号钢，调质处理，其力学性能
MPa b 640=σ MPa s 355=σ MPa 2751=-σ MPa 1551=-τ []MPa 601=-σ MPa s 207=τ 2.0=σψ 1.0=τψ 115=A
5.1.2初步估算轴的的直径
min 11568.8d A
mm ==⨯=
取轴径为70mm
5.1.3轴上零部件的选择和轴的结构设计 5.1.3.1初步选择滚动轴承
根据轴的受力，选取30000型圆锥滚子轴承，为了便于轴承的装配，取装轴承处的直径mm d 75=。

初选滚动轴承为33015型，其尺寸为mm mm mm B D d 3111575⨯⨯=⨯⨯，定位轴肩高度mm h 5=
5.1.3.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
Ⅰ轴段为mm d 60=圆柱形轴伸，查表21-9，mm d 60=的轴伸长
1120l mm =。

Ⅱ轴段直径为mm d 68=，根据减速器与轴承端盖的结构，确定端盖总宽度为mm 69，考虑端盖与带轮间隙，292l mm =。

Ⅲ轴段安装轴承，由于圆柱形轴伸的原因，采用双列轴承，取mm d 75=，mm l 853=。

Ⅳ轴段轴肩长度，按齿轮距箱体内壁这距离取mm 15，考虑到箱体的铸造误差，滚动轴承应距箱体内壁mm 5~3，取mm 5，从各轴的结构选mm l 375=，mm d 85
=。

Ⅴ轴安装轴承，75mm d =，mm l 51=
5.1.4.2轴受外力的计算
轴传递的转矩 n P T ⨯
⨯=611055.9 6150.48
9.5510721.95
=⨯⨯
199100Nmm =
齿轮的圆周力 11
122199100
7850172.464
t T F N d ⨯=
== 齿轮的径向力 11
tan tan 20
78502933cos cos13.036
n r t F F N αβ==⨯= 齿轮的轴向力 11tan 7850tan13.0361822a t F F N β==⨯=
5.1.4.3求支反力
在水平面内的支反力
由1
0M ∑=得 2()0H t R a b Fa +-=
2
7850136
531117475
t H F a R N a b ⨯===++
由0=∑Z 得 12785053112539H t H R F R N =-=-= 弯矩图 345304H M Nmm =
在垂直面内的支反力
由1
0M ∑=得 1
2()02
V r a
d R a b F a F +-+= 12172.464
2933136182222120313665
r a
V d F a F R N a b -⨯-⨯=
==++
由0=∑Z 得 12293312031730V r V R F R N =-=-= 弯矩图 235280V
M Nmm =
扭矩图 Nmm T 676940
1= 5.1.5轴的强度计算
按弯扭合成强度条件计算
由于齿轮作用力在D 截面的最大合成弯矩 2
2
DV DH D M M M +=
=
279585Nmm = D 截面的当量弯矩
()
2
2
T M M D ca α+=
= 493089Nmm =
[]133
1010493089
8.036085
ca D
D M MPa MPa d σσ-⨯=
==≤= 安全 5.2Ⅱ轴的设计计算
5.2.1选择轴的材料
选用45号钢，调质处理。

115=A 5.2.2初步估算轴的的直径
min 115102d A
mm ==⨯=
取轴径为110mm
5.2.3轴上零部件的选择和轴的结构设计 5.2.3.1初步选择滚动轴承
根据轴的受力，选取30000型圆锥滚子轴承，为了便于轴承的装配，取装轴承处的直径200d mm =。

初选滚动轴承为30222型，其尺寸为11020038d D B mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯。

5.2.3.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
Ⅰ轴段安装轴承，取110d mm =，1106l mm =。

Ⅱ轴段安装齿轮，齿轮左端采用套筒定位，右端使用轴肩定位。

取轴段直径2119=d mm ，齿轮宽度为110mm,为了全套筒端面可靠地压紧齿轮，轴段长度应略短于齿轮轮毂宽度取2105=l mm 。

Ⅲ轴段轴环395=l mm ，3160=d mm 。

Ⅳ轴段为齿轮轴宽度取190mm 。

Ⅴ轴段安装轴承，5110=d mm ，580mm =l 5.2.4轴的受力分析
6144.5
9.5510169.87
=⨯⨯
Nmm 2509778=
大齿轮的圆周力 217850t t F F N =-= 大齿轮的径向力 2
12933r r F F N =-=
大齿轮的轴向力 211822a a F F N =-=
小齿轮的圆周力 11
1222509778
21832229.919
t T F N d ⨯=
== 齿轮的径向力 11
tan tan 20
218328156cos cos13.029
n r t F F N αβ==⨯= 齿轮的轴向力 11tan 30675tan13.0295052a t F F N β==⨯=
5.2.4.3求支反力
在水平面内的支反力
由1
0M ∑=得 212()()0H t t R a b c F a b F a ++-++=
()122218322827850125
13270125157108
t t H F a b F a R N a b c +-⨯-⨯===++++
由0=∑Z 得
112221832132707850712H t H t R F R F N =-+=-+=
弯矩图 1433160H M Nmm =
在垂直面内的支反力
由10M ∑=得 12
21122()()022
V r a a r d d R a b c F a b F F F a ++-++++=
1211
222()22r a a r V d d
F a b F F F a R a b c
+---=
++
229.919677.536
8156282505218222933125
22125157108
⨯-⨯-⨯-⨯=
++
1886N =
由0=∑Z 得
11228156188629333337V r V r R F R F N =--=--=
弯矩图 1433160H M Nmm =
扭矩图 2
2509778T Nmm =
5.2.5轴的强度计算
由于齿轮作用力在D 截面的最大合成弯矩 2
2
DV DH D M M M +=
=
426514Nmm = D 截面的当量弯矩
()2
2
T M M D ca α+=
=
1565104Nmm =
[]133
1010156510421.56090
ca D D M MPa MPa d σσ-⨯===≤= 由于齿轮作用力在E 截面的最大合成弯矩 2
2
EV EH E M M M +=
=
923296Nmm = E 截面的当量弯矩
()
2
2
T M M E ca α+=
=
1766383Nmm =
[]133
10101766383
15.360105ca E E M MPa MPa d σσ-⨯=
==≤= 安全
5.3Ⅲ轴的设计计算
5.3.1选择轴的材料
选用45号钢，调质处理，其力学性能
640MPa b σ= 355MPa s σ= 1275MPa σ-= 1155MPa τ-= 160MPa σ-⎡⎤=⎣⎦ 207MPa s τ= 2.0=σψ 1.0=τψ 115=A
5.3.2初步估算轴的的直径
min 115168.9d A
mm ==⨯=
取轴径为170mm
5.3.3轴上零部件的选择和轴的结构设计 5.3.3.1初步选择滚动轴承
根据轴的受力，选取30000型圆锥滚子轴承，取装轴承处的直径170mm d =。

初选滚动轴承为32034型，其尺寸为170mm 260mm 57mm d D B ⨯⨯=⨯⨯。

5.3.3.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
Ⅰ轴段安装轴承，取2170d mm =，1100=l mm 。

Ⅱ轴段安装齿轮，
2180d mm =，2225l mm =，齿轮左端采用套筒定位，右端使用轴肩定位。

取轴段直径2180mm d =，齿轮宽度为230mm,为了套筒端面可靠地压紧齿轮，
轴段长度应略短于齿轮轮毂宽度取2225=l mm 。

Ⅲ轴段轴肩高度0.0716.1>=h d mm ，取24.5=h m m ，3180=d mm ，为3190=l mm 。

5.3.4轴的受力分析
5.3.4.2轴受外力的计算
轴传递的转矩 n P T ⨯
⨯=621055.9 4
.9126
.771055.96⨯⨯=
Nmm 8072571=
大齿轮的圆周力 2120832t t F F N =-= 大齿轮的径向力 218156r r F F N =-= 大齿轮的轴向力 215052a a F F N =-=
小齿轮的圆周力 111228072571
60497266.876
t T F N d ⨯=
== 小齿轮的径向力 1
1
tan tan 20
6049722601cos cos13.034
n r t F F N αβ==⨯= 小齿轮的轴向力 11tan 60497tan13.03414005a t F F N β==⨯=
5.3.4.3求支反力
在水平面内的支反力
由1
0M ∑=得 122()()0t H t F a b R a b c F a +-++-=
()122
604972602183210734254107153131
t t H F a b F a R N
a b c +-⨯-⨯===++++0
=∑Z 得
11226049734254218324411H t H t R F R F N =--=--=
弯矩图 4487274H M Nmm =
在垂直面内的支反力
由10M ∑=得 12
21122()()022
V r a a r d d R a b c F a b F F F a ++-++++=
12
11222()22r a a r V d d F a b F F F a
R a b c
+---=
++266.876780.082
22601260140055052815610722107153131
⨯-⨯-⨯-⨯=++2978N =
由0=∑Z 得
1122226012978815617423V r V r R F R F N =--=+-=
弯矩图 4151212V
M Nmm =
扭矩图 N m m T 80725712
5.3.5轴的强度计算
按弯扭合成强度条件计算
由于齿轮作用力在D 截面的最大合成弯矩 2
2
DV DH D M M M +=
=
1494568Nmm = D 截面的当量弯矩
()2
2
T M M D ca α+=
=5068889Nmm
=
[]133
1010506888938.160110
ca D D M MPa MPa d σσ-⨯===≤= 5.4Ⅳ轴的设计计算
5.4.1选择轴的材料
选用45号钢，调质处理，其力学性能由表21-1查得
MPa b 640=σ MPa s 355=σ MPa 2751=-σ MPa 1551=-τ []MPa 601=-σ MPa s 207=τ 2.0=σψ 1.0=τψ 115=A
5.4.2初步估算轴的的直径
mm n
P
A
d 7.16425
44
.731153
3
min =⨯== 取轴径为170mm
5.4.3轴上零部件的选择和轴的结构设计 5.4.3.1初步选择滚动轴承
根据轴的受力，选取30000型圆锥滚子轴承，为了便于轴承的装配，取装轴承处的直径mm d 170=。

初选滚动轴承为32034型，其尺寸为
17026057d D B m m m m m m ⨯⨯=⨯⨯。

5.4.3.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
Ⅰ轴段安装轴承，取170d
mm =，178l mm =。

Ⅱ轴段安装齿轮，齿
轮左端采用套筒定位，右端使用轴肩定位。

取轴段直径2
175d mm =，齿轮
宽度为130mm,为了全套筒端面可靠地压紧齿轮，轴段长度应略短于齿轮轮毂宽度取
2155l mm =。

Ⅲ轴段轴肩高度0.0712.25h d mm >=，取
12.5h m m =，3200d mm =。

轴环宽度 1.417.5b h m m >=，取20b mm =，则320l mm =。

Ⅳ轴段为中间段,
2170d mm =,2300l mm =。

Ⅴ轴段为轴肩，5200d mm =，520l mm =。

VI 轴段安装齿轮，齿轮右端采用套筒定位，左端使用轴肩定位。

取轴段直径
6175d mm =，6265l mm =。

ⅤII 轴段安装轴承，7
170d mm =，
792l mm =。

5.4.4轴的受力分析
5.4.4.1作出轴的计算简图 122a mm = 550b mm = 193c mm =
5.4.4.2轴受外力的计算
轴传递的转矩 n P T ⨯
⨯=621055.9 673.44
9.551025
=⨯⨯
28054080Nmm =
大齿轮的圆周力 216049t t F F N =-= 大齿轮的径向力 2122601r r F F N =-= 大齿轮的轴向力 2114005a a F F N =-=
小齿轮的圆周力 1112228054080
122430458.286
t T F N d ⨯=== 齿轮的径向力 1
1
tan tan 2012243045584cos cos12.162
n r t F F N αβ==⨯= 齿轮的轴向力 1
1tan 122430tan12.16226385a t F F N β==⨯=
5.4.4.3求支反力
在水平面内的支反力
由1
0M ∑=得 122()()0t H t F a b R a b c F a +-+++=
()1221224306726049122
12255019395966++=
++⨯+⨯=++=t t H F a b F a R a b c
N
由0=∑Z 得 112212243060499596632513H t t H R F F R N =+-=+-=
弯矩图 18521438H
M Nmm =
在垂直面内的支反力
由1
0M ∑=得
21
12221()()022
t V a r a d d F a b R a b c F aF F +-++++-=
()21122
1222
975.123458.286
12243067222601122140052638522122550193
99205t r a a V d d
F a b F a F F R a b c
N
+++-=
++⨯+⨯+⨯-⨯
=
++= 由0=∑Z 得
121299205455842260131020V V r r R R F F N =--=--=
弯矩图 25192503V
M Nmm =
扭矩图 228054080T Nmm =
5.4.5轴的强度计算
按弯扭合成强度条件计算
由于齿轮作用力在D 截面的最大合成弯矩 2
2
DV DH D M M M +=
=
31268289Nmm = D 截面的当量弯矩
()2
2
T M M D ca α+=
=
35511086Nmm =
[]133
10103551108666.380175
ca D D M MPa MPa d σσ-⨯===≤= 5.5Ⅴ轴的设计计算
5.5.1选择轴的材料
选用45号钢，调质处理。

115=A
5.5.2初步估算轴的的直径
min 115220d A
mm ==⨯= 取轴径为220mm
5.5.3轴上零部件的选择和轴的结构设计 5.5.3.1初步选择滚动轴承
根据轴的受力，选取20000型调心滚子轴承，为了便于轴承的装配，取装轴承处的直径360d mm =。

初选滚动轴承为23072型，其尺寸为
360540134d D B mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯。

5.5.3.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
Ⅰ轴段安装轴承，取360d mm =，1100l mm =。

Ⅱ轴段安装齿轮，齿轮左端采用套筒定位，右端使用轴肩定位。

取轴段直径2230d mm =，齿轮宽度为300mm,取2300l mm =。

Ⅲ轴段轴肩高度0.0716h d mm >=，取16h mm =，
3262d mm =。

轴环宽度 1.422.4b h mm >=，取25b mm =，则325l mm =。

I Ⅴ轴段安装轴承，4220d mm =，4109l mm =。

V 轴段伸出轴,联接联轴器,取
5180d mm =，5254l mm =。

5.5.4轴的受力分析
5.5.4.1作出轴的计算简图 194a mm = 209b mm =。