2.3 齿轮的设计与校核
2.3.1 第一对齿轮的设计
(1) 材料的选用：大小齿轮均采用制造，并且进行调质淬火，使其硬度达到 。
(2) 按齿面接触疲劳强度的计算：
依据设计手册可知，小齿轮分度圆直径可由下式计算得到：
其中：——表示齿宽系数，依据设计资料，选取；
——表示小齿轮的齿数，可选；
——大齿轮的齿数为，取整为114；
——传动比；
——小齿轮转矩为：；
K——表示载荷系数，依据设计手册计算得K=2.541；
——表示弹性系数，取；
——表示节点影响系数，取；
——表示重合度系数，选取；
——表示许用接触强度值，取两接触齿轮中的较小值，在此处有。
则的设计值为：
则有 取
得圆整值为：
故可得分度圆直径：
对于中心距：
则齿宽为： ，
即大小齿轮齿宽分别为：
(3) 按齿根弯曲疲劳强度进行校核
依据相关手册资料可查得或者计算出相关参数值如下：
其中：——齿形系数，可取，；
——应力修正系数，可取，；
——重合度系数，计算得
——许用弯曲强度值，取两齿轮中较小者，故取；
则计算可得：
故
即齿根弯曲强度符合设计要求。
(4)齿轮的结构尺寸的计算：
对于小齿轮有：
——分度圆直径
——齿顶高
——齿根高
——齿全高
——齿顶圆直径
——齿根圆直径
——基圆直径
齿距、齿宽以及齿厚分别为：
；
顶隙为：
同理，对于大齿轮有：
故确定传动比为
2.3.2 第二对齿轮的设计
(1) 材料的选用：大小齿轮均采用制造，并且进行调质淬火，使其硬度达到 。
(2) 按齿面接触疲劳强度的计算：
依据设计手册可知，小齿轮分度圆直径可由下式计算得到：
与上章节相同，可取得公式中相关参数的取值分别为：；；；；；；；；；；
则可得的设计值为
则模数有：
即取
对小齿轮而言，其分度圆直径圆整值为：
则大小齿轮的分度圆直径分别为：；
。
两轮的中心距为：
又齿宽为： ，
故可得大小轮的齿宽值分别为；。
(3) 按齿根弯曲疲劳强度进行校核
依据相关手册资料可查得或者计算出相关参数值如下：
其中：——齿形系数，可取，；
——应力修正系数，可取，；
——重合度系数，计算得；
——许用弯曲强度值，取两齿轮中较小者，故取；
则计算可得：
故
即齿根弯曲强度符合设计要求。
(4)齿轮的结构尺寸的计算：
对于小齿轮有：
对大齿轮有
计算两齿轮的中心距为：
两轮的传动比为：
2.4 轴的设计及校核计算
2.4.1 中间轴的设计及校核
由前述章节可知：
又因为：（由第一对齿轮计算得到）
则有：
又对其输出轴：
采用45钢制作轴，并进行调质处理，其最小轴径值可依据进行计算，依据相关资料，A取115，则有
根据实际情况，拟定装配方案如下图所示：
图3-1 中间轴的装配方案
对于1段，可以选用深沟球轴承或者圆柱滚子轴承，轴段直径为50mm，并且配合适当的轴套进行定位。如可使用圆柱滚子轴承，轴承宽为27，又设齿轮与轴承间距为29，并设置一定的间隙取4mm。
则该段轴的长度为：。
对于2段，该段进行齿轮装配，直径为55，长度略小于齿轮的轮毂宽度，取。
对于3段，又因为齿轮右端轴肩高度为5mm，故取轴环直径为，。
对于4段，该段进行齿轮装配，取，。
对于5段，与1相同，取，。
对于轴上的键，可选用普通平键进行联接，依据直径为55来进行设计，取其尺寸为，键长分别为而为了保持良好的使用性能，齿轮和轴的配合公差选用。
下面对设计的轴强度进行计算校核：
根据设计轴段情况，画出该轴的受力简图如下图所示；
图3-2 轴的受力简图
通过对轴的弯矩图与当量弯矩图的分析可知，该轴在B截面位置的弯矩最大，为危险截面，故对B截面进行校核。
故依据轴强度验算方法，存在有：
对于支反力： 水平方向：，
竖直方向：，
弯矩与：
水平方向：
竖直方向：，
弯矩的合成：
扭矩
当量弯矩
如图3-2 中间轴的计算简图
又45钢的许用屈服强度为，根据设计资料可知，即为，取，则对强度进行校核为：
故设计符合强度要求。
2.4.2 输入轴的设计及校核
由前述可知：
又因为：（由前计算得到）
则有
采用45钢制作轴，并进行调质处理，其最小轴径值可依据进行计算，依据相关资料，A取115，则有。
根据实际情况，拟定装配方案如下图所示：
图3-3 输入轴的装配方案
对于1段，此段与联轴器进行配合，根据半连轴节尺寸，取，。
对于2段，轴向定位尺寸，并考虑端盖与半联轴器之间的距离，取，。
对于3段，此段与轴承进行配合，可选用6310深沟球轴承，其尺寸大小为，故取。
对于4段，此段位轴承定位尺寸，可取，。
对于5段，此段与齿轮配合，取，。
对于6段，可用，。
对于7段，与轴承配合，同理选用，。
下面对设计的轴强度进行计算校核：
根据设计轴段情况，画出该轴的受力计算简图如下图3-4所示；
图3-4 输入轴计算简图
通过对轴的弯矩图与当量弯矩图的分析可知，该轴在B截面位置的弯矩最大，为危险截面，故对B截面进行校核。
对于支反力 水平方向:，
竖直方向：，
弯矩与
水平方向：，
垂直方向：
弯矩的合成
扭矩
当量弯矩
Ⅱ校核轴的强度
又45钢的许用屈服强度为，根据设计资料可知，即为，取，则对强度进行校核为：
故设计符合强度要求。
2.4.3 输出轴的设计及校核
由已知可求得转矩：
又因为： （由前计算得到）
则有：
采用45钢制作轴，并进行调质处理，其最小轴径值可依据进行计算，依据相关资料，A取105，则有
根据实际情况，拟定装配方案如下图所示：
图3-5 输出轴的装配方案图
对于1段，此段与轴承装配，根据选用6316轴承，则取，。
对于2段，又因为齿轮右端轴肩高度为5mm，故取轴环尺寸为，。
对于3段，此段与齿轮装配，同理取，。
对于4段，此段位采用套筒定位，与6316轴承进行配合，故取，。
对于5段，为了方便端盖拆装，取，。
对于6段，此段用于安装曲柄，其尺寸为，。
对于轴上的键，可选用普通平键进行联接，依据直径为70来进行设计，取其尺寸为，键长为而为了保持良好的使用性能，齿轮和轴的配合公差选用。
同理可对其轴的强度进行校核，其强度符合设计要求。
2.5 轴承的选型计算
2.5.1 输入轴轴承选型
依据输入轴上配合尺寸，选用6310型深沟球轴承，查设计手册可知，该轴承：，。
根据轴的受力情况，对轴承进行校核：
支反力：水平方向：，
垂直方向：，
故支反力的合成：
寿命计算：
由于，，，依据下表3-1、3-2可知，，
表3-1 温度系数
工作温度/
125
150
175
200
225
250
300
350
取值
1.00
0.95
090
0.85
0.80
0.75
0.70
0.60
0.50
表3-2 载荷系数
受载情况
较小冲击
中等冲击
剧烈冲击
1.0~1.2
1.2~1.28
1.8~3.0
则有：
故该轴承的寿命符合使用需求。
2.5.2 中间轴上的轴承选择与校核
依据输入轴上配合尺寸，选用NUP310E圆柱滚子轴承，查设计手册可知，该轴承：,。
根据轴的受力情况，对轴承进行校核：
水平方向的支反力 ，
竖直方向的支反力 ，
则合成力为：
寿命计算：
由于，，，依据上表3-1、3-2可知，
故该轴承的寿命符合使用需求。
2.5.3 输出轴的轴承选择与校核
依据输入轴上配合尺寸，采用6316型深沟球轴承，查设计手册可知，该轴承：,。
根据轴的受力情况，对轴承进行校核：
水平方向支反力： ，
垂直方向支反力： ，
则合成力为：
寿命计算：
由于，，，依据上表3-1、3-2可知，
故该轴承的寿命符合使用需求。
2.6 键的选型与计算
2.6.1 中间轴键的选型与计算
由上述章节可知，在该轴段上布置有A型普通平键，可依据直径为55来进行尺寸选型，取其尺寸为，键长分别为而为了保持良好的使用性能，可采用双键布置，齿轮和轴的配合公差选用。
则依据挤压强度进行校核有：
其中：——键和毂槽的接触长度，取，表示键高值；
——键的工作长度，对于该键有；
——许用压应力值，依据下表3-3所示，取=120Mpa;
表3-5 轴联接的许用挤压应力
轮毂材料
载荷性质
静载荷
轻微冲击
冲击载荷
钢
120~150
100~120
60~90
铸铁
70~80
50~60
30~45
则有：
故此键的强度符合设计需求。
故此键的强度符合设计需求。
2.6.2 输出轴上键的选型与计算
对于该轴上的键，可选用A型普通平键进行联接，依据直径为84来进行尺寸选型，取其尺寸为，键长为，而为了保持良好的使用性能，使用双键布置，且齿轮和轴的配合公差选用。
故此键的强度符合设计需求。
3.给料机重要结构件的设计
3.1曲柄连杆结构的设计
依据整体结构尺寸以及之间的相互关系，对曲柄连杆机构进行设计，取曲柄长度为，长为，曲柄连杆结构如下图4-1所示。
图4－1 曲柄连杆结构图
3.1.1 曲柄轮毂键的设计及校核
在曲柄与输出轴的轴段上布置有A型普通平键，可依据直径为70来进行尺寸选型，取其尺寸为，键长为，而为了保持良好的使用性能，齿轮和轴的配合公差选用，根据连接强度要求，选用M16X47的紧固螺钉进行连接。
依据挤压强度对键进行校核：
故有：
故此键的强度符合设计需求。
3.1.2 曲柄连杆其余零件的选取
在曲柄和连杆进行连接运动时，其主要承载部分为上部的键，故该轴段所承受的径向力较小，可以采用调心滚子轴承，又依据其尺寸情况，选用轴承。
连杆主体采用工字钢结构进行设计，其结构对拉力的承载能力更强，合理布置减速机与曲柄连杆位置，可以将曲柄连杆结构设计为直杆形状，具体结构尺寸见曲柄连杆图。
3.2给料槽的设计
参考其他类似型号往复式给料机的设计，对其给料槽结构进行设计。
则有 长为：
宽为；
给料槽的结构如下图4－2所示。
图4-2 给料槽结构图
又因为底部托板为整机中主要承压部分，长时间承受压力状态，因此应该使其强度刚度符合使用要求。又因为由前面章节中可计算得到物料（煤）的重力为。依据计算简图，绘制剪力图以及弯矩图，可知在B截面，即中部位置弯矩值最大，故取为危险截面。
图4-3 底托板的受力简图
故有其惯性矩为：
则对于竖直方向： ，
水平方向：
求得弯矩为：
可求得弯曲应力为：
又其采用Q235制成，其，因此其弯曲强度符合设计需求。
结 论
历经三个月，通过自己的努力，和老师的耐心指
2.3.1 第一对齿轮的设计
(1) 材料的选用：大小齿轮均采用制造，并且进行调质淬火，使其硬度达到 。
(2) 按齿面接触疲劳强度的计算：
依据设计手册可知，小齿轮分度圆直径可由下式计算得到：
其中：——表示齿宽系数，依据设计资料，选取；
——表示小齿轮的齿数，可选；
——大齿轮的齿数为，取整为114；
——传动比；
——小齿轮转矩为：；
K——表示载荷系数，依据设计手册计算得K=2.541；
——表示弹性系数，取；
——表示节点影响系数，取；
——表示重合度系数，选取；
——表示许用接触强度值，取两接触齿轮中的较小值，在此处有。
则的设计值为：
则有 取
得圆整值为：
故可得分度圆直径：
对于中心距：
则齿宽为： ，
即大小齿轮齿宽分别为：
(3) 按齿根弯曲疲劳强度进行校核
依据相关手册资料可查得或者计算出相关参数值如下：
其中：——齿形系数，可取，；
——应力修正系数，可取，；
——重合度系数，计算得
——许用弯曲强度值，取两齿轮中较小者，故取；
则计算可得：
故
即齿根弯曲强度符合设计要求。
(4)齿轮的结构尺寸的计算：
对于小齿轮有：
——分度圆直径
——齿顶高
——齿根高
——齿全高
——齿顶圆直径
——齿根圆直径
——基圆直径
齿距、齿宽以及齿厚分别为：
；
顶隙为：
同理，对于大齿轮有：
故确定传动比为
2.3.2 第二对齿轮的设计
(1) 材料的选用：大小齿轮均采用制造，并且进行调质淬火，使其硬度达到 。
(2) 按齿面接触疲劳强度的计算：
依据设计手册可知，小齿轮分度圆直径可由下式计算得到：
与上章节相同，可取得公式中相关参数的取值分别为：；；；；；；；；；；
则可得的设计值为
则模数有：
即取
对小齿轮而言，其分度圆直径圆整值为：
则大小齿轮的分度圆直径分别为：；
。
两轮的中心距为：
又齿宽为： ，
故可得大小轮的齿宽值分别为；。
(3) 按齿根弯曲疲劳强度进行校核
依据相关手册资料可查得或者计算出相关参数值如下：
其中：——齿形系数，可取，；
——应力修正系数，可取，；
——重合度系数，计算得；
——许用弯曲强度值，取两齿轮中较小者，故取；
则计算可得：
故
即齿根弯曲强度符合设计要求。
(4)齿轮的结构尺寸的计算：
对于小齿轮有：
对大齿轮有
计算两齿轮的中心距为：
两轮的传动比为：
2.4 轴的设计及校核计算
2.4.1 中间轴的设计及校核
由前述章节可知：
又因为：（由第一对齿轮计算得到）
则有：
又对其输出轴：
采用45钢制作轴，并进行调质处理，其最小轴径值可依据进行计算，依据相关资料，A取115，则有
根据实际情况，拟定装配方案如下图所示：
图3-1 中间轴的装配方案
对于1段，可以选用深沟球轴承或者圆柱滚子轴承，轴段直径为50mm，并且配合适当的轴套进行定位。如可使用圆柱滚子轴承，轴承宽为27，又设齿轮与轴承间距为29，并设置一定的间隙取4mm。
则该段轴的长度为：。
对于2段，该段进行齿轮装配，直径为55，长度略小于齿轮的轮毂宽度，取。
对于3段，又因为齿轮右端轴肩高度为5mm，故取轴环直径为，。
对于4段，该段进行齿轮装配，取，。
对于5段，与1相同，取，。
对于轴上的键，可选用普通平键进行联接，依据直径为55来进行设计，取其尺寸为，键长分别为而为了保持良好的使用性能，齿轮和轴的配合公差选用。
下面对设计的轴强度进行计算校核：
根据设计轴段情况，画出该轴的受力简图如下图所示；
图3-2 轴的受力简图
通过对轴的弯矩图与当量弯矩图的分析可知，该轴在B截面位置的弯矩最大，为危险截面，故对B截面进行校核。
故依据轴强度验算方法，存在有：
对于支反力： 水平方向：，
竖直方向：，
弯矩与：
水平方向：
竖直方向：，
弯矩的合成：
扭矩
当量弯矩
如图3-2 中间轴的计算简图
又45钢的许用屈服强度为，根据设计资料可知，即为，取，则对强度进行校核为：
故设计符合强度要求。
2.4.2 输入轴的设计及校核
由前述可知：
又因为：（由前计算得到）
则有
采用45钢制作轴，并进行调质处理，其最小轴径值可依据进行计算，依据相关资料，A取115，则有。
根据实际情况，拟定装配方案如下图所示：
图3-3 输入轴的装配方案
对于1段，此段与联轴器进行配合，根据半连轴节尺寸，取，。
对于2段，轴向定位尺寸，并考虑端盖与半联轴器之间的距离，取，。
对于3段，此段与轴承进行配合，可选用6310深沟球轴承，其尺寸大小为，故取。
对于4段，此段位轴承定位尺寸，可取，。
对于5段，此段与齿轮配合，取，。
对于6段，可用，。
对于7段，与轴承配合，同理选用，。
下面对设计的轴强度进行计算校核：
根据设计轴段情况，画出该轴的受力计算简图如下图3-4所示；
图3-4 输入轴计算简图
通过对轴的弯矩图与当量弯矩图的分析可知，该轴在B截面位置的弯矩最大，为危险截面，故对B截面进行校核。
对于支反力 水平方向:，
竖直方向：，
弯矩与
水平方向：，
垂直方向：
弯矩的合成
扭矩
当量弯矩
Ⅱ校核轴的强度
又45钢的许用屈服强度为，根据设计资料可知，即为，取，则对强度进行校核为：
故设计符合强度要求。
2.4.3 输出轴的设计及校核
由已知可求得转矩：
又因为： （由前计算得到）
则有：
采用45钢制作轴，并进行调质处理，其最小轴径值可依据进行计算，依据相关资料，A取105，则有
根据实际情况，拟定装配方案如下图所示：
图3-5 输出轴的装配方案图
对于1段，此段与轴承装配，根据选用6316轴承，则取，。
对于2段，又因为齿轮右端轴肩高度为5mm，故取轴环尺寸为，。
对于3段，此段与齿轮装配，同理取，。
对于4段，此段位采用套筒定位，与6316轴承进行配合，故取，。
对于5段，为了方便端盖拆装，取，。
对于6段，此段用于安装曲柄，其尺寸为，。
对于轴上的键，可选用普通平键进行联接，依据直径为70来进行设计，取其尺寸为，键长为而为了保持良好的使用性能，齿轮和轴的配合公差选用。
同理可对其轴的强度进行校核，其强度符合设计要求。
2.5 轴承的选型计算
2.5.1 输入轴轴承选型
依据输入轴上配合尺寸，选用6310型深沟球轴承，查设计手册可知，该轴承：，。
根据轴的受力情况，对轴承进行校核：
支反力：水平方向：，
垂直方向：，
故支反力的合成：
寿命计算：
由于，，，依据下表3-1、3-2可知，，
表3-1 温度系数
工作温度/
125
150
175
200
225
250
300
350
取值
1.00
0.95
090
0.85
0.80
0.75
0.70
0.60
0.50
表3-2 载荷系数
受载情况
较小冲击
中等冲击
剧烈冲击
1.0~1.2
1.2~1.28
1.8~3.0
则有：
故该轴承的寿命符合使用需求。
2.5.2 中间轴上的轴承选择与校核
依据输入轴上配合尺寸，选用NUP310E圆柱滚子轴承，查设计手册可知，该轴承：,。
根据轴的受力情况，对轴承进行校核：
水平方向的支反力 ，
竖直方向的支反力 ，
则合成力为：
寿命计算：
由于，，，依据上表3-1、3-2可知，
故该轴承的寿命符合使用需求。
2.5.3 输出轴的轴承选择与校核
依据输入轴上配合尺寸，采用6316型深沟球轴承，查设计手册可知，该轴承：,。
根据轴的受力情况，对轴承进行校核：
水平方向支反力： ，
垂直方向支反力： ，
则合成力为：
寿命计算：
由于，，，依据上表3-1、3-2可知，
故该轴承的寿命符合使用需求。
2.6 键的选型与计算
2.6.1 中间轴键的选型与计算
由上述章节可知，在该轴段上布置有A型普通平键，可依据直径为55来进行尺寸选型，取其尺寸为，键长分别为而为了保持良好的使用性能，可采用双键布置，齿轮和轴的配合公差选用。
则依据挤压强度进行校核有：
其中：——键和毂槽的接触长度，取，表示键高值；
——键的工作长度，对于该键有；
——许用压应力值，依据下表3-3所示，取=120Mpa;
表3-5 轴联接的许用挤压应力
轮毂材料
载荷性质
静载荷
轻微冲击
冲击载荷
钢
120~150
100~120
60~90
铸铁
70~80
50~60
30~45
则有：
故此键的强度符合设计需求。
故此键的强度符合设计需求。
2.6.2 输出轴上键的选型与计算
对于该轴上的键，可选用A型普通平键进行联接，依据直径为84来进行尺寸选型，取其尺寸为，键长为，而为了保持良好的使用性能，使用双键布置，且齿轮和轴的配合公差选用。
故此键的强度符合设计需求。
3.给料机重要结构件的设计
3.1曲柄连杆结构的设计
依据整体结构尺寸以及之间的相互关系，对曲柄连杆机构进行设计，取曲柄长度为，长为，曲柄连杆结构如下图4-1所示。
图4－1 曲柄连杆结构图
3.1.1 曲柄轮毂键的设计及校核
在曲柄与输出轴的轴段上布置有A型普通平键，可依据直径为70来进行尺寸选型，取其尺寸为，键长为，而为了保持良好的使用性能，齿轮和轴的配合公差选用，根据连接强度要求，选用M16X47的紧固螺钉进行连接。
依据挤压强度对键进行校核：
故有：
故此键的强度符合设计需求。
3.1.2 曲柄连杆其余零件的选取
在曲柄和连杆进行连接运动时，其主要承载部分为上部的键，故该轴段所承受的径向力较小，可以采用调心滚子轴承，又依据其尺寸情况，选用轴承。
连杆主体采用工字钢结构进行设计，其结构对拉力的承载能力更强，合理布置减速机与曲柄连杆位置，可以将曲柄连杆结构设计为直杆形状，具体结构尺寸见曲柄连杆图。
3.2给料槽的设计
参考其他类似型号往复式给料机的设计，对其给料槽结构进行设计。
则有 长为：
宽为；
给料槽的结构如下图4－2所示。
图4-2 给料槽结构图
又因为底部托板为整机中主要承压部分，长时间承受压力状态，因此应该使其强度刚度符合使用要求。又因为由前面章节中可计算得到物料（煤）的重力为。依据计算简图，绘制剪力图以及弯矩图，可知在B截面，即中部位置弯矩值最大，故取为危险截面。
图4-3 底托板的受力简图
故有其惯性矩为：
则对于竖直方向： ，
水平方向：
求得弯矩为：
可求得弯曲应力为：
又其采用Q235制成，其，因此其弯曲强度符合设计需求。
结 论
历经三个月，通过自己的努力，和老师的耐心指
