452 工业对辊成型机设计

绪论
1.型煤概况
煤炭在我国的能源中，占有十分重要的地位，而且在一定时期内，这种 状况不会改变。

此外，随着采煤机械化程度的不断的提高,粉煤在原煤中所 占的比例也越来越大。

粉煤比例的增加不仅降低了散煤的燃烧效率,而且严 重地污染了环境。

发展型煤是提高粉煤利用率和减少环境污染的重要途径。

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加料系统
加料系统除了用作加料外,还具有如下作用:(1)对物料预压,将预压力 加于物料上;(2)利用预压力使物料脱气,从而增大物料的堆积密度;(3)可以 使对辊型轮直径及加载力减小,从而使成型机的尺寸及重量减少,成本降低。

3.4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。

第一章 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=0.4~0.6m/s ω=nπ/30 v=ωr
r= p
30v
n = 14
. 3 10 6
. 0 30 ´ ´ =573mm 辊轮周长：L= d p
= 2 573 14 . 3 ´ ´ =3598.44mm 型煤比重：1.35g/cm
3
型煤体积：45×45×28=0.567 cm 3
单个煤球重：0.567×1.35=77g
辊子转一周产量：
10 60 10 × 35 6
´ =58333g
辊子沿周向布排球窝数： 5
45 44
. 3598 + =72
辊子沿宽度方向可布排球窝： 72
77 58333 ´ =10.52 圆整取11排
辊子宽度：45×11+5×10+70=635mm 总成型压力：T=20×63.5=1270KN 辊子承受的合力矩： M=Te
=1270×45=57150Nm
工作机所需的功率：
P=
9550
Tn 式中
T=57150Nm n=10 r/min 代入上式得
P= 843 . 59 9550 10 57150 = ´ KW
电动机所需功率：P 0
=P/η
从电动机到辊轮主轴之间的传动装置的总效率：
485
1234
h h h h h = 式中
h = 0.95
1
V 带传动效率 2 0.99
h = 联轴器效率 3 0.98 h = 轴承效率 4 0.97
h = 齿轮传动效率
代入上式得
η=0.95×0.99 4
×0.98 8
×0.97 5
=0.6667 0 P =P/η
=59.843/0.6667 =89.760kw
选择电动机额定功率P m ≥P 0 ， 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Y280M-4电动机，额定功率90kw,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
选择三级圆柱齿轮减速器的传动比为50，并分配各级齿轮传动比为 i 1 =3.9 i 2 =3.5 i 3 =3.66
辊轮的直径为 1146mm,两辊轮这间的间隙取 1mm,所以两辊轮的中心距为 1147mm。

由此调节可初定同步齿轮的传动比为2.5 。

则V 带传动的传动比为 1.184。

第二章 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 KW P K P A d 108 90 2 . 1
= ´ = = 2.2 选择带型
根据 KW P d 108
= 和 min / 1480 1 r n = 选择15N 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 mm d e 250 1 = 传动比 184 . 1 = i 取弹性滑动系数 02 . 0 = e 大带轮基准准直径 )
1 ( 1
2 e - = e e id d )
02 . 0 1 ( 250 184 . 1 - ´ ´ = mm
08 . 290 = 取标准值 mm
d e 300 2 = 实际转速
e =- 1
2 1 2
(1) p
p d n n d 4
. 297 4 . 247 1480 ) 02 . 0 1 ( ´ ´ - = min
/ 55 . 1206 r = 实际传动比
227
. 1 55
. 1206 1480 2
1 = = = n n
i 2.4 验算带的速度
s
m n d v p / 2 . 19 1000
60 1480
4 . 247 14 . 3 1000 60 1
1 = ´ ´ ´ =
´ =
p 2.5 初定中心距
取 = 0 1000 a mm
2.6 确定基准长度
2
1 2 1 2 0 0 4 ) ( 2
) ( 2 a d d d d a
L d d d d d - +
+ + = p
700
4 ) 250 300 ( 2 ) 250 300 ( 14 . 3 700 2 2
´ - +
+ ´ + ´ = 2864.1mm
= 由表12-10选取相应基准长度
3000 d L mm
= 2.7 确定实际轴间距
0 30002864.1
10001068 2
2
d d L L a a mm
- - »+
=+
= 安装时所需最小轴间距
min 0.01510680.01530001023 d a a L mm
=-=-´= 张紧或补偿伸长所需最大轴间距
max 0.0310680.0330001158 d a a L mm
=+=+´= 2.8 验算小带轮包角
° ´ - -
° = 3 . 57 180 1
2 1 a
d d d d a °
´ - -
° = 3 . 57 55
. 781 250
300 180 °
> ° = 120 3 . 176 2.9 单根 V 带的基本额定功率
根据 mm d d 250 1 = 和 min / 1480 1 r n = 由表 12-17m 查得 15N 型窄 V 带
KW
P 94 . 19 1 = 2.10 考虑传动比的影响，额定功率的增量由表 12-17m 查得
80 . 0
1 = D P 2.11V 带的根数
( ) L a d
K K P P P z 1 1 D + =
查得 993
. 0 = a K 查得 95
. 0 = L K ( ) 52 . 5 95 . 0 993 . 0 80
. 0 94 . 19 108
= ´ ´ + =
z 根
取6根
2.12 单根 V 带的预紧力
2 0 1 5 . 2 500 mv zv
P K F d
a + ÷ ÷ ø ö ç ç è æ - = 查得m=0.37kg/m
2
0 2.5108
50010.3719.2
0.993619.2
F æö =´-´+´ ç÷ ´ èø 848N
= 2.13 带轮的结构
小带轮采用实心轮结构，大带轮采用孔板轮结构。

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 75 0 = ，毂长应小于 mm 140 . 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 148 i V 带传动传动比 227 . 1 = 带 i 同步齿轮的传动比 5 . 2 4 = i 则三级减速器的传动比为
248 . 48 5 . 2 227 . 1 148 = ´ = i 1 i ， 3 i 调节 不变， 2 i ，以达到传动比的调节。

则 9
. 3 1 = i 66 . 3
3 = i 383 . 3 66 . 3 9 . 3 284
. 48 3
1 2 = ´ = =
i i i i
第三章 基本参数计算
3.1 各轴的转速
Ⅰ轴 === 1 ´ 1480 1206.2/min
1.227 ø n n r i Ⅱ轴 =
== 1 2 1 1206.2 309.28/min 3.9
n n r i Ⅲ轴 min / 4 . 91 383 . 3 28 . 309 2 2 3 r i n n = = = Ⅳ轴 min
/ 0 . 25 66 . 3 4 . 91 3 3 4 r i n n = = = Ⅴ轴
min / 10 5
. 2 0 . 25 4
4 5 r i n n = = =
3.2 各轴功率
Ⅰ轴 1 P = 0
P 01 h = KW 5 . 85 95 . 0 90 = ´ Ⅱ轴 KW P P 28 . 81 97 . 0 98 . 0 5 . 85 12 1 2 = ´ ´ = = h Ⅲ轴 KW P P 26 . 77 97 . 0 98 . 0 28 . 81 23 2 3 = ´ ´ = = h Ⅳ轴 KW P P 44 . 73 97 . 0 98 . 0 26 . 77 34 3 4 = ´ ´ = = h Ⅴ轴 KW P P 81 . 69 97 . 0 98 . 0 44 . 73 45 4
5 = ´ ´ = = h VI 轴
2
6556
69.810.980.970.9965.04 P P KW h ==´´´= 3.3 各轴转矩
Ⅰ轴 11 1 9550955085.51206.2676.94 T P n Nm ==´= Ⅱ轴 22 2 9550955081.28309.282509.78 T P n Nm ==´= Ⅲ轴 33 3 9550955077.2691.48072.57 T P n Nm ==´= Ⅳ轴 44 4 9550955073.442528054.08 T P n Nm ==´= Ⅴ轴 55 5 9550955069.811066668.55 T P n Nm ==´= VI 轴
66 6 9550955065.041062113.2 T P n Nm
==´=
第四章 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）要求查得
MPa F F 450 2 lim 1 lim = =s s MPa
H H 1500 2 lim 1 lim = =s s 参考我国试验数据后，将 lim F s 适当降低：
MPa
F F 400 2 lim 1 lim = =s s 4.1.2 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 s f 1 1 3
5
. 12 = 按表14-34，并考虑传动比i ，选用小齿轮齿数 1 Z =28， 大齿轮齿数
2 . 109 28 9 . 3
1 2 = ´ = =iZ Z 取110
选齿宽系数
14
= m f 5 . 0 28 14 1
= = = Z m
d
f f ( ) ( ) 204 . 0 28 1 9 . 3 5 . 0 14 1 5 . 0 1
= ´ + ´ = + = Z u m a f f 查得大小齿轮的复合齿形系数（ 0 2 1 = = x x 时）
12 . 4 1 = FS Y 95 . 3
2 = FS Y 由于轮齿单向受力，齿轮的许用弯曲应力
MPa MPa F FP FP FP 640 400 6 . 1 6 . 1 lim 2 1 = ´ = = = = s s s s 由于 2 2 1 1 FP FS FP FS Y Y s s > ，故按小齿轮的抗弯强度计算模数
mm
mm m 5 . 3 640
12
. 4 28 14 94 . 676 2 5
. 12 3
= ´ ´ ´ = 采用斜齿轮，取标准模数 mm m n 6
= 。

初取β=13°，则齿轮中心距
( ) b
cos 2 2 1 n
m z z a + =
( ) °
´ ´ + =
13 cos 2 6
110 28 mm
890 . 424 = 由于单件生产，不必取标准中心距，取 mm a 425 = 。

准确的螺旋角
( ) a
m z z n
2 arccos
2 1 + = b ( )4
2 6 110 28 arccos
´ ´ + = °
= 064 . 13 133'50"
b =° 齿轮分度圆直径
b
cos 1 1 n m z d =
°
´ = 064 . 13 cos 6 28 mm
464 . 172 = b
cos 2 2 n m
z d = °
´ = 064 . 13 cos 6 110 mm
536 . 677 = 工作齿宽
mm d b 232 . 86 464 . 172 5 . 0
1 1 = ´ = =f 为了保证 1 > b e ，取 mm b 90 = 。

52
. 0 464 . 172 90 1 = = = d b d f 齿轮圆周速度
1000 60 1
1 ´ = n d v p 1000
60 2
. 1206 464 . 172 ´ ´ ´ =
p
s
m / 89 . 10 = 按此速度查，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 1 1 . 1 > = b e 端面重合度 70 . 1 90 . 0 80 . 0 = + = a e 总重合度 2 . 2 80 . 2 70 . 1 1 . 1 > = + = + = b a g e e e 4.1.3 校核齿面接触疲劳强度
e b
b a
s + = 1 1 t H BD H E A V H H F u Z Z Z Z Z K K K K
d b u 分度圆上的切向力
1
2000 d T F t
t =
464
. 172 94 . 676 2000´ = N
7850 = 使用系数
25
. 1 = A K 动载荷系数
2
2 1
2 1 1 100 1 u u v Z K b F K K K t A V + ÷
÷ ÷ ø
ö ç ç ç è æ + + = 式中 9 . 23
1 = K 0087 . 0
2 = K 齿数比 93
. 3 28 110 1 2 = = = Z Z u 将有关数据代入 V K 计算式
2
2
93 . 3 1
93 . 3 100 89 . 10 28 0087 . 0 90 7850 25 . 1 9 . 23 1 + ´ ´ ´÷
÷ ÷ ÷ ø
ö ç ç ç ç è æ + ´ + = V K 72
. 1 = 齿向载荷分布系数
4
4 2 108 . 0 10 7 . 4 18 . 0 17 . 1 d d H b K f f b + ´ + + = - 4
4 2 52 . 0 108 . 0 90 10 7 . 4 52 . 0 18 . 0 17 . 1 ´ + ´ ´ + ´ + = - 27
. 1 =
齿向载荷分配系数，根据
mm N mm N b F K t A / 100 / 109 90
7850 25 . 1
> = ´ = 2
. 1 = a H K 节点区域系数，按 " 50 ' 3 13° = b 和 0 2 1 = = x x 45 . 2 = H Z 材料弹性系数 MPa Z E 8 . 189 = 重合度系数 77 . 0 = e Z 螺旋角系数 99 . 0 = b Z 由于 1 1 . 1 > = b e 可取 1
= = = B D BD Z Z Z s + =´´´´´´´´´ ´ 7850 3.93 1
1 2.45189.80.770.99 1.25 1.7
2 1.27 1.2 172.46490 3.93
H
MPa
511 = 计算接触强度强度安全系数
H
X
W LVR NT H H Z Z Z Z S s s lim =
式中各系数的确定 计算齿面应力循环数
9
1
1 10
2 . 2 30000 2 . 1206 1 60 60 ´ = ´ ´ ´ = = t jn N L 8 9 1 2 10
6 . 5 93 . 3 10 2 . 2 ´ = ´ = = u N N L L 按齿面不允许出现点蚀，寿命系数
89 . 0 1 = NT Z 94 . 0 2 = NT Z 润滑油膜影响系数 92 . 0 = LVR Z 齿面工作硬化系数 1 = W Z 尺寸系数 按 mm m n 6 = ， 得 1 = X Z 将以上数据代入 H S 计算式
511
1 1 9
2 . 0 89 . 0 1500 1 ´ ´ ´ ´ =
H S 40
. 2 = 511
1 1 9
2 . 0 94 . 0 1500 2 ´ ´ ´ ´ =
H S 54
. 2 = 按一般可靠度要求，选用最小安全系数 1 . 1 min = H S 。

1 H S 和
2 H 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14­32和图14­24中 得
MPa F F 450 2 lim 1 lim = =s s MPa
H H 1500 2 lim 1 lim = =s s 参考我国试验数据（表14­45）后，将 lim F s 适当降低：
MPa
F F 400 2 lim 1 lim = =s s 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 s f 1 1 3
5
. 12 = 并考虑传动比i ，选用小齿轮齿数 1 Z =28，
大齿轮齿数 7 . 94 28 383 . 3 1 2 = ´ = =iZ Z 选95
选齿宽系数
14
= m f 5
. 0 28 14 1
= = = Z m d f f ( ) ( ) 228 . 0 28 1
383 . 3 5 . 0 14
1 5 . 0 1
= ´ + ´ = + = Z u m a
f f 大小齿轮的复合齿形系数（ 0 2 1 = = x x 时） 12 . 4 1 = FS Y 95 . 3
2 = FS Y 由于轮齿单向受力，齿轮的许用弯曲应力
MPa MPa F FP FP FP 640 400 6 . 1 6 . 1 lim 2 1 = ´ = = = = s s s s 由于 2 2 1 1 FP FS FP FS Y Y s s > ，故按小齿轮的抗弯强度计算模数
mm
mm m 54 . 5 640
35
. 4 28 14 78 . 2509 2 5
. 12 3
= ´ ´ ´ = 采用斜齿轮，取标准模数 mm m n 8
= 。

初取β=13°，则齿轮中心距
( ) b
cos 2 2 1 n
m z z a + =
( ) ° ´ ´ + =
13 cos 2 8
95 28 mm
942 . 504 = 由于单件生产，不必取标准中心距，取 mm a 505 = 。

准确的螺旋角
( ) a
m z z n
2 arccos
2 1 + = b ( ) 505
2 8
95 28 arccos
´ ´ + = °
= 029 . 13 "
44 ' 1 13° = b 齿轮分度圆直径
b
cos 1 1 n m z d =
°
´ = 029 . 13 cos 8 28 mm
919 . 229 = b
cos 2 2 n m
z d = °
´ = 029 . 13 cos 8 95 mm
082 . 780 = 工作齿宽
mm d b d 960 . 114 919 . 229 5 . 0
1 = ´ = =f 为了保证 1 > b e ，取 mm b 130 = 。

57
. 0 919 . 229 130 1 = = = d b d f 齿轮圆周速度
1000
60 1
1 ´ = n d v p 1000
60 28
. 309 919 . 229 ´ ´ ´ =
p s
m / 72 . 3 =
按此速度查得， 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 1 1 . 1 > = b e 端面重合度 68 . 1 88 . 0 80 . 0 = + = a e 总重合度 2 . 2 78 . 2 68 . 1 1 . 1 > = + = + = b a g e e e 4.2.3 校核齿面接触疲劳强度
a
b b
e s H 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
2000 d T F t
t
= 919
. 229 78 . 2509 2000´ = N
21832 = 使用系数
25
. 1 = A K 动载荷系数
2
2 1
2 1 1 100 1 u
u v Z K b F K K K t A V + ÷ ÷ ÷ ø
ö ç ç ç è æ + + = 式中 9 . 23
1 = K 0087 . 0
2 = K 齿数比 39
. 3 28 95 1 2 = = = Z Z u 将有关数据代入 V K 计算式
2 2
39 . 3 1
39 . 3 100 72 . 3 28 0087 . 0 130 21832 25 . 1 9 . 23 1 + ´
´ ´÷
÷ ÷ ÷ ø
ö ç ç ç ç è æ + ´ + = V K 13
. 1 = 齿向载荷分布系数
4
4 2 108 . 0 10 7 . 4 18 . 0 17 . 1 d d H b K f f b + ´ + + = - 4
4 2 5
. 0 108 . 0 130 10 7 . 4 5 . 0 18 . 0 17 . 1 ´ + ´ ´ + ´ + = - 28
. 1 = 齿向载荷分配系数，根据
mm N mm N b F K t
A / 100 / 210 130
21832 25 . 1 > = ´ = 得 2
. 1 = a H K 节点区域系数，按 " 44 ' 1 13° = b 和 0 2 1 = = x x 得 45 . 2
= H Z 材料弹性系数 MPa Z E 8 . 189 = 重合度系数 78 . 0 = e Z 螺旋角系数 99 . 0 = b Z 由于 1 1 . 1 > = b e 可取 1
= = = B D BD Z Z Z MPa
H 2 . 1 28 . 1 13 . 1 25 . 1 39
. 3 1
39 . 3 130 919 . 229 21832 99
. 0 78 . 0 8 . 189 45 . 2 1 ´ ´ ´ ´ + ´ ´ ´ ´ ´ ´ = s MPa
508 = 计算接触强度强度安全系数
H
X W LVR NT H H Z Z Z Z S s s lim =
式中各系数的确定 计算齿面应力循环数
8
1
1 10 6 . 5 30000 28 . 309 1 60 60 ´ = ´ ´ ´ = = t jn N L 8 8 1
2 10
65 . 1 39
. 3 10 6 . 5 ´ = ´ = = u N N L L 按齿面不允许出现点蚀，得寿命系数
94 . 0 1 = NT Z 96 . 0 2 = NT Z 润滑油膜影响系数 92 . 0 = LVR Z 齿面工作硬化系数 1 = W Z 尺寸系数 按 mm m n 8 = ， 1 = X Z 将以上数据代入 H S 计算式
508
1 1 9
2 . 0 94 . 0 1500 1 ´ ´ ´ ´ =
H S 55
. 2 = 508
1 1 9
2 . 0 96 . 0 1500 2 ´ ´ ´ ´ =
H S 61
. 2 = 按一般可靠度要求，选用最小安全系数 1 . 1 min = H S 。

1 H S 和
2 H 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 450 2 lim 1 lim = =s s MPa
H H 1500 2 lim 1 lim = =s s 参考我国试验数据（表14-45）后，将 lim F s 适当降低：
MPa
F F 400 2 lim 1 lim = =s s 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 s f 1 1 3
5
. 12 = 并考虑传动比i ，选用小齿轮齿数 1 Z =26，
大齿轮齿数 16 . 95 26 66 . 3 1 2 = ´ = =iZ Z 取95 选齿宽系数
14
= m f 54 . 0 26 14 1
= = = Z m
d
f f ( ) ( ) 231 . 0 26 1 66 . 3 5 . 0 14 1 5 . 0 1
= ´ + ´ = + = Z u m a f f 大小齿轮的复合齿形系数（ 0 2 1 = = x x 时）
18 . 4 1 = FS Y 95 . 3
2 = FS Y 由于轮齿单向受力，齿轮的许用弯曲应力
MPa MPa F FP FP FP 640 400 6 . 1 6 . 1 lim 2 1 = ´ = = = = s s s s 由于 2 2 1 1 FP FS FP FS Y Y s s > ，故按小齿轮的抗弯强度计算模数
mm
mm m 27 . 8 640
18
. 4 26 14 57 . 8072 2 5
. 12 3
= ´ ´ ´ = 采用斜齿轮，取标准模数 mm m n 10
= 。

初取β=13°,则齿轮中心距
( ) b
cos 2 2 1 n
m z z a + =
( ) °
´ ´ + =
13 cos 2 10
95 26 mm
914 . 620 = 由于单件生产，不必取标准中心距，取 mm a 621 = 。

准确的螺旋角
( ) a m z z n
2 arccos
2 1 + = b ( )621
2 10
95 26 arccos
´ ´ + = °
= 034 . 13 "
2 ' 2 13° = b 齿轮分度圆直径
b
cos 1 1
n m z d = °
´ = 034 . 13 cos 10 26 mm
876 . 266 = b
cos 2 2 n m
z d = °
´ = 034 . 13 cos 10 95 mm
123 . 975 = 工作齿宽
mm d b d 113 . 144 876 . 266 54 . 0
1 = ´ = =f 为了保证 1 > b e ，取 mm b 160 = 。

60
. 0 876 . 266 160 1 = = = d b d f 齿轮圆周速度
1000
60 1
1 ´ = n d v p 1000
60 4
. 91 876 . 266 ´ ´ ´ =
p s
m / 28 . 1 = 按此速度,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 1 1 . 1 > = b e 端面重合度 66 . 1 88 . 0 78 . 0 = + = a e 总重合度 2 . 2 76 . 2 66 . 1 1 . 1 > = + = + = b a g e e e 4.3.3 校核齿面接触疲劳强度
a
b b
e s H 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
2000 d T F t
t =
876
. 266 57 . 8072 2000´ = N
60497 = 使用系数
25
. 1 = A K 动载荷系数
2
2 1
2 1 1 100 1 u
u v Z K b F K K K t A V + ÷ ÷ ÷ ø
ö ç ç ç è æ + + = 式中 9 . 23 1 = K 0087
. 0 2 = K 齿数比 65 . 3 26
95 1
2
= = = Z Z u 将有关数据代入 V K 计算式
2 2
65 . 3 1
65 . 3 100 28 . 1 26 0087 . 0 160 60497 25 . 1 9 . 23 1 + ´
´ ´÷
÷ ÷ ÷ ø
ö ç ç ç ç è æ + ´ + = V K 02
. 1 = 齿向载荷分布系数
4
4 2 108 . 0 10 7 . 4 18 . 0 17 . 1 d d H b K f f b + ´ + + = - 4
4 2 60 . 0 108 . 0 160 10 7 . 4 60 . 0 18 . 0 17 . 1 ´ + ´ ´ + ´ + = - 32
. 1 = 齿向载荷分配系数，根据
mm N mm N b F K t
A / 100 / 473 160
60497 25 . 1 > = ´ = , 2
. 1 = a H K 节点区域系数，按 " 2 ' 2 13° = b 和 0 2 1 = = x x , 45 . 2
= H Z 材料弹性系数 MPa Z E 8 . 189 = 重合度系数 77 . 0 = e Z 螺旋角系数 99 . 0 = b Z 由于 1 1 . 1 > = b e 可取 1
= = = B D BD Z Z Z MPa
H 2 . 1 32 . 1 02 . 1 25 . 1 65
. 3 1
65 . 3 160 876 . 266 60497 99
. 0 77 . 0 8 . 189 45 . 2 1 ´ ´ ´ ´ + ´ ´ ´ ´ ´ ´ = s MPa
677 = 计算接触强度强度安全系数
H
X W LVR NT H H Z Z Z Z S s s lim =
式中各系数的确定 计算齿面应力循环数
8
1
1 10 6 . 1 30000 4 . 91 1 60 60 ´ = ´ ´ ´ = = t jn N L 7
8
1 2 10 4 . 4 65
. 3 10 6 . 1 ´ = ´ = = u N N L L 按齿面不允许出现点蚀，寿命系数
96 . 0 1 = NT Z 1 2 = NT Z 润滑油膜影响系数 92 . 0 = LVR Z 齿面工作硬化系数 1 = W Z 尺寸系数 按 mm m n 10 = ， 97 . 0 = X Z 将以上数据代入 H S 计算式
677
97 . 0 1 92 . 0 96 . 0 1500 1 ´ ´ ´ ´ =
H S 90
. 1 = 677
97 . 0 1 92 . 0 1 1500 2 ´ ´ ´ ´ =
H S 98
. 1 = 按一般可靠度要求，选用最小安全系数 1 . 1 min = H S 。

1 H S 和
2 H 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 450 2 lim 1 lim = =s s MPa
H H 1500 2 lim 1 lim = =s s 参考我国试验数据后，将 lim F s 适当降低：
MPa
F F 400 2 lim 1 lim = =s s 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 s f 1 1 3
5
. 12 = 并考虑传动比i ，选用小齿轮齿数 1 Z =28，
大齿轮齿数 70 28 5 . 2 1 2 = ´ = = iZ Z 取70 选齿宽系数
14
= m f 5 . 0 29 14 1
= = = Z m
d
f f ( ) ( ) 286 . 0 28 1 5 . 2 5 . 0 14 1 5 . 0 1
= ´ + ´ = + = Z u m a f f 大小齿轮的复合齿形系数（ 0 2 1 = = x x 时）
11 . 4 1 = FS Y 0 . 4
2 = FS Y 由于轮齿单向受力，齿轮的许用弯曲应力
MPa MPa F FP FP FP 640 400 6 . 1 6 . 1 lim 2 1 = ´ = = = = s s s s 由于 2 2 1 1 FP FS FP FS Y Y s s > ，故按小齿轮的抗弯强度计算模数
mm
mm m 15 . 12 640
11
. 4 28 14 28054 2 5
. 12 3
= ´ ´ ´ = 采用斜齿轮，取标准模数 mm m n 16 = 。

初取β=12°，则齿轮中心距
( ) b
cos 2 2 1 n
m z z a + =
( ) °
´ ´ + =
12 cos 2 16
70 28 mm
515 . 801 = 由于单件生产，不必取标准中心距，取 mm a 802 = 。

准确的螺旋角
( ) a m z z n
2 arccos
2 1 + = b ( )802
2 16
70 28 arccos
´ ´ + = °
= 162 . 12 "
43 ' 9 12° = b 齿轮分度圆直径
b
cos 1 1
n m z d = °
´ = 162 . 12 cos 16 28 mm
286 . 458 = b
cos 2 2 n m
z d = °
´ = 162 . 12 cos 16 70 mm
715 . 1145 = 工作齿宽
mm d b d 143 . 229 286 . 458 5 . 0
1 = ´ = =f 为了保证 1 > b e ，取 mm b 260 = 。

57
. 0 286 . 458 260 1
= = = d b d f 齿轮圆周速度 1000
60 1
1 ´ =
n d v p 1000 60 25
286 . 458 ´ ´ ´ =
p s
m / 60 . 0 = 按此速度,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 1 1 . 1 > = b e 端面重合度 67
. 1 87 . 0 80 . 0 = + = a e
总重合度
2
. 2 77 . 2 67 . 1 1 . 1 > = + = + = b a g e e e 4.4.3 校核齿面接触疲劳强度
a
b b
e s H 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
2000 d T F t
t
= 286
. 458 08 . 28054 2000´ = N
122430 = 使用系数
25
. 1 = A K 动载荷系数
2
2 1
2 1 1 100 1 u
u v Z K b F K K K t A V + ÷ ÷ ÷ ø
ö ç ç ç è æ + + = 式中 9 . 23 1 = K 0087
. 0 2 = K 齿数比 5
. 2 28 70 1
2
= = = Z Z u 将有关数据代入 V K 计算式
2 2
5 . 2 1
5 . 2 100 60 . 0 28 0087 . 0 260 122430 25 . 1 9 . 23 1 + ´
´ ´÷
÷ ÷ ÷ ø
ö ç ç ç ç è æ + ´ + = V K 01
. 1 = 齿向载荷分布系数
4
4 2 108 . 0 10 7 . 4 18 . 0 17 . 1 d d H b K f f b + ´ + + = - 4
4 2 57 . 0 108 . 0 260 10 7 . 4 57 . 0 18 . 0 17 . 1 ´ + ´ ´ + ´ + = - 36
. 1 = 齿向载荷分配系数，根据
mm N mm N b F K t A / 100 / 589 260 122430 25 . 1 > = ´ = , 2
. 1 = a H K 节点区域系数，按 " 43 ' 9 12° = b 和 0 2 1 = = x x , 45 . 2
= H Z
材料弹性系数 MPa Z E 8 . 189 = 重合度系数 77 . 0 = e Z 螺旋角系数 99 . 0 = b Z 由于 1 1 . 1 > = b e 可取 1
= = = B D BD Z Z Z MPa
H 2 . 1 36 . 1 01 . 1 25 . 1 5
. 2 1
5 . 2 260 28
6 . 458 122430 99
. 0 77 . 0 8 . 189 45 . 2 1 ´ ´ ´ ´ + ´ ´ ´ ´ ´ ´ = s MPa
610 = 计算接触强度强度安全系数
H
X W LVR NT H H Z Z Z Z S s s lim =
式中各系数的确定 计算齿面应力循环数
7 1
1 10 5 . 4 30000 25 1 60 60 ´ = ´ ´ ´ = = t jn N L 7
7 1 2 10 8 . 1 5
. 2 10 5 . 4 ´ = ´ = = u N N L L 按齿面不允许出现点蚀，寿命系数
1 1 = NT Z 05 . 1
2 = NT Z 润滑油膜影响系数 92 . 0 = LVR Z 齿面工作硬化系数 1 = W Z 尺寸系数 按 mm m n 10 = ， 91 . 0 = X Z 将以上数据代入 H S 计算式
610
91 . 0 1 92 . 0 1 1500 1 ´ ´ ´ ´ =
H S 06
. 2 = 610
91 . 0 1 92 . 0 05 . 1 1500 2 ´ ´ ´ ´ =
H S 16
. 2 = 按一般可靠度要求，选用最小安全系数 1 . 1 min = H S 。

1 H S 和
2 H S 均大于 min H S ，故安全。

第五章 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 = s MPa s 355 = s MPa 275 1 = - s MPa 155 1 = - t [ ] MPa 60
1 = - s MPa s 207 = t
2 . 0 = s y 1 . 0 = t y 115
= A 5.1.2 初步估算轴的的直径
mm n P A
d 6 . 47 2
. 1206 5
. 85 115 3
3
min = ´ = = 取轴径为60mm
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 30315 型，其尺寸为 7516037 d D B mm mm mm ´´=´´ ，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 1 120 l 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， 2 80 = l 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 = ， 3 97 l mm = 。

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 37 5 = ， mm d 85 5 = 。

Ⅴ轴安装轴承， 6 75 d mm = ， mm l 51
6 =
5.1.4 轴的受力分析
5.1.4.1作出轴的计算简图
136 a mm = 65 b mm
= 5.1.4.2轴受外力的计算
轴传递的转矩
n P
T ´ ´ = 6 1 10 55 . 9 2 . 1206 5
. 85 10 55 . 9 6 ´
´ = Nmm
676940 = 齿轮的圆周力
1
1 1
2 2676940 7850 172.464
t T F N
d ´ ===
齿轮的径向力 11 tan tan20 78502933 cos cos13.064 n
r t F F N
a b ==´= 齿轮的轴向力
11 tan 7850tan13.0641822 a t F F N
b ==´= 5.1.4.3求支反力
在水平面内的支反力
由 1 0 M å= 得 2 ()0 H t R a b F a +-= 2 7850136
5311 13665
t H F a R N a b ´ =
== ++ 由 0 = åZ 得 12 785053112539 H t H R F R N =-=-= 弯矩图
345304 H M Nmm
= 在垂直面内的支反力
由 1 0 M å= 得 1
2 ()0 2
V r a
d R a b F a F +-+= 1
2 172.464 29331361822 22 120
3 13665
r a
V d F a F R N a b -´-´ =
== ++ 由 0 = åZ 得
12 293312031730 V r V R F R N
=-=-= 弯矩图 235280 V 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 + = 22
231049157430
=+ 279585Nmm
= D 截面的当量弯矩
( )
2
2
T M M D ca a + = ( ) 2
2 2795850.6676940 =+´ 493089Nmm
= [ ] 1 33
10 10493089
8.0360 85
ca D D M MPa MPa d s s - ´ ===£= 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
mm n P A
d 66 . 73 28
. 309 28
. 81 115 3
3
min = ´ = = 取轴径为85mm
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 85 d mm = 。

初选滚动轴承为 30317 型，其尺寸为 8518041 ´´=´´ d 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 85 d mm = ， 1 106 l 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 90 = d mm ，齿轮宽 度为 85mm,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 2 80 = l mm 。

Ⅲ轴段轴环 3 45 = l mm ， 3 105 = d mm 。

Ⅳ轴段为齿轮轴宽度 取 mm 140 。

Ⅴ轴段安装轴承， 5 85 = d mm
， 5 56 = l mm
5.2.4 轴的受力分析
5.2.4.1作出轴的计算简图
125 a mm = 157 b mm = 108 c mm
=
5.2.4.2轴受外力的计算 轴传递的转矩
n P
T ´ ´ = 6 2 10 55 . 9
28 . 309 28
. 81 10 55 . 9 6 ´
´ = Nmm
2509778 = 大齿轮的圆周力
21 7850 t t F F N
=-=
大齿轮的径向力 21 2933 r r F F N =-= 大齿轮的轴向力 21 1822 a a F F N
=-= 小齿轮的圆周力
1 1 1
2 22509778 21832 229.919 t T F N
d ´ === 齿轮的径向力 11 tan tan20 218328156 cos cos13.029
n
r t F F N
a b ==´= 齿轮的轴向力 11 tan 30675tan13.0295052 a t F F N
b ==´= 5.2.4.3求支反力
在水平面内的支反力
由 1 0 M å= 得 212 ()()0
H t t R a b c F a b F a ++-++=
( ) 12 2 218322827850125 13270 125157108
t t H F a b F a R N
a b c +- ´-´ === ++++ 由 0 = åZ 得
1122 21832132707850712 H t H t R F R F N
=-+=-+= 弯矩图
1433160 H M Nmm
=
在垂直面内的支反力
由 1 0 M å= 得 12 211
22 ()()0 22
V r a a r d d
R a b c F a b F F F a ++-++++=
12 1122 2
() 22 r a a r V d d
F a b F F F a
R a b c +--- = ++ 229.919677.536
8156282505218222933125 22 125157108
´-´-´-´ = ++ 1886N
= 由 0 = åZ 得
1122 8156188629333337 V r V r R F R F N
=--=--= 弯矩图 1433160 H M Nmm = 扭矩图
2 2509778 T 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 + = 22
89000417125
=+ 426514Nmm
= D 截面的当量弯矩
( )
2
2
T M M D ca a + = ( )
2
2
4265140.62509778 =+´ 1565104Nmm
= [ ] 1 33
10 101565104
21.560 90
ca D D M MPa MPa d s s - ´ ===£= 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 + = 22 744853545591 =+ 923296Nmm
= E 截面的当量弯矩
( )
2
2
T M M E ca a + = ( )
2
2
9232960.62509778 =+´ 1766383Nmm
= [ ] 1 33
10 101766383 15.360 105 ca E E M M P a M P a d s s - ´ =
==£= 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， 115 = A 5.3.2 初步估算轴的的直径
mm n P A
d 7 . 108 4
. 91 26
. 77 115 3
3
min = ´ = = 取轴径为110mm
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，为了便于轴承的装配，取 装轴承处的直径 mm d 110 = 。

初选滚动轴承为 30322 型，其尺寸为 11024050 d D B mm mm mm ´´=´´ 。

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 mm d 110 = ， 1 74
= l 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 mm d 115 2 = ，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 2 125 = l mm 。

Ⅲ轴段轴肩高度 0.078.05 h d mm >= ，取 9.5 h mm = ， 3 133 = d mm 。

轴环宽度 3 5 = l mm 。

Ⅳ轴段为齿轮轴宽度取 mm 165 。

Ｖ轴段轴 肩高度取 9.5 h mm = ， 5 133 = d mm ，轴环宽度 5 5 = l mm 。

ⅤＩ轴段安装轴 承， 6 110 = d mm ， 6 76 = l mm 。

5.3.4 轴的受力分析
5.3.4.1作出轴的计算简图
107 a mm = 153 b mm = 131 c mm
=
5.3.4.2轴受外力的计算
轴传递的转矩
n P
T ´ ´ = 6 2 10 55 . 9
4 . 91 26
. 77 10 55 . 9 6 ´
´ = Nmm
8072571 =
大齿轮的圆周力 21 20832 t t F F N =-= 大齿轮的径向力 21 8156 r r F F N =-= 大齿轮的轴向力 21 5052 a a F F N
=-= 小齿轮的圆周力
1
1 1
2 28072571 60497 266.876 t T F N
d ´ === 小齿轮的径向力 11
tan tan20 6049722601 cos cos13.034
n
r t F F N a b ==´= 小齿轮的轴向力 11 tan 60497tan13.03414005 a t F F N
b ==´= 5.3.4.3求支反力
在水平面内的支反力
由 1 0 M å= 得 122 ()()0
t H t F a b R a b c F a +-++-=
( ) 12 2 6049726021832107 34254 107153131
t t H F a b F a R N
a b c +- ´-´ === ++++ 0 = åZ 得
1122 6049734254218324411 H t H t R F R F N
=--=--= 弯矩图
4487274 H M Nmm
= 在垂直面内的支反力 由 1 0
M å= 得 12 21122 ()()0
22
V r a a r d d
R a b c F a b F F F a ++-++++= 12 1122 2
() 22 r a a r V d d
F a b F F F a
R a b c
+--- = ++ 266.876780.082
226012601400550528156107 22 107153131
´-´-´-´ = ++ 2978N
= 由 0 = åZ 得
1122 226012978815617423 V r V r R F R F N
=--=+-= 弯矩图
4151212 V M Nmm
=
扭矩图
Nmm T 8072571
2 =
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 + = 22
1490049116142
=+ 1494568Nmm
= D 截面的当量弯矩
( )
2
2
T M M D ca a + = ( )
2
2
14945680.68072571 =+´ 5068889Nmm
= [ ] 1 33
10 105068889 38.160 110
ca D D M MPa MPa d s s - ´ ===£= 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， 115 = A 5.4.2 初步估算轴的的直径
mm n P A
d 7 . 164 25
44
. 73 115 3
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 30234 型，其尺寸为 17031052 ´´=´´ d D B mm mm mm 。

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 170 d mm = ， 1 83 = l 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 2 175 = d 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 2 155 = l mm 。

Ⅲ轴段轴肩高度 0.0712.25 h d mm >= ，取 12.5 h mm = ， 3 200 = d mm 。

轴环宽度 1.417.5 b h mm >= ， 取 20 b mm = ， 则 3 20 = l mm 。

Ⅳ轴段为中间段, 2 170 = d mm , 2 300 = l mm 。

Ⅴ轴段为轴肩， 5 200 = d mm ， 5 20 = l 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 6 175 = d mm ， 6 265 = l mm 。

ⅤII 轴段安装轴承， 7 170 = d mm ， 7 92 = l mm 。

5.4.4 轴的受力分析
5.4.4.1作出轴的计算简图 122 a mm = 550 b mm = 193 c mm
=
5.4.4.2轴受外力的计算
轴传递的转矩
6
5
9.5510 P
T n
=´´。