机械设计课程设计-双级圆柱齿轮减速器

下载可编辑PAGE.专业.整理.计算及说明结果一、设计任务书1、设计任务设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器2、原始数据输送带有效拉力F=4100N输送带工作速度v=0.7m/s（允许误差±5%）输送带滚筒直径d=300mm减速器设计寿命为10年(设每年工作250天，每天工作16小时)3、工作条件两班制工作，空载起动，载荷有轻微震动，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘，电压三相交流电源为380/220V的。二、传动系统方案拟定带式输送机传动系统方案如下图所示：带式输送机由电动机驱动，电动机1通过带传动2将动力传输到减速器中通过联轴4输出到鼓轮5上的输送带6三、电动机的选择1、电动机容量的选择由已知条件可以计算出工作机所需的有效功率Pw===4.2kw设：η4w————输送机滚筒轴（5轴）效率至输送带间的传动效率；η4w=输送机滚筒轴（ηcy=0.96）×一对滚动轴承效率（ηb=0.99）；η01————η01=联轴器效率（ηc=0.99）；（p19，查表3-1）η12————η12=闭式圆柱齿轮传动效率（ηg=0.97）×一对滚动轴承效率ηb=0.99；η23————η12=闭式圆柱齿轮传动效率（ηg=0.97）×一对滚动轴承效率（ηb=0.99）；η34————联轴器效率（ηc=0.99）×一对滚动轴承效率（ηb=0.99）；则：η总=η01×η12×η23×η34×η4w=0.99×0.99×0.97×0.99×0.97×0.99×0.99×0.99×0.96=0.8504Pr==4.939kw取电动机额定功率Pm=5.5kw2、电动机转速的选择输送机滚筒轴的工作转速nω===54.60r/min由于整个传动系统采用二级减速，因此总传动比不易过大，所以选择同步转速ns=750r/min的电动机为宜。3、电动机型号的确定根据工作条件：单向运转、两班制连续工作，工作机所需电动机功率Pr=4.939kw等，选用Y型系列三相异步电动机，卧式封闭结构，型号为Y160M2—8，其主要数据如下：电动机额定功率Pm=5.5kw电动机满载转速nm=720r/min电动机轴伸直径D=42mm（p24，查表3-3）电动机轴伸长度E=110mm电动机中心高H=160mm四、传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i===13.19由系统方案知i01=1；i34=1取高速传动比i12===4.14低速传动比i23===3.19传动系统各传动比分别为：i01=1，i12=4.14，i23=3.19，i34=1五、传动系统的运动和动力参数计算0轴（电动机轴）：n0=nm=750r/minp0=pr=4.94kwT0=9550=9550×=62.89N·m1轴（减速器高速轴）：n1===750r/minp1=p0η01=4.94×0.99=4.89kwT1=T0i01η01=62.89×1×0.99=62.26N·m2轴（减速器中间轴）：n2===173.89r/minP2=p1η12=4.89×0.9603=4.70kwT2=T1i12η12=62.26×4.14×0.9603=247.52N·m3轴（减速器低速轴）：n3===54.60r/minp3=p2η23=4.70×0.9603=4.51kwT3=T2i23η23=247.52×3.19×0.9603=758.24N·m4轴（滚筒轴）n4===54.60r/minp4=p3η34=4.51×0.9801=4.42kwT4=T3i34η34=758.24×1×0.9801=743.15N·m上述计算结果和传动比效率汇总如下：轴号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)720720173.8954.6054.60功率P(kW)4.944.894.704.514.42转矩T(N·m)62.8962.26247.52758.24743.15两轴连接件、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比i14.143.191传动效率η0．990.96030.96030.9801六、减速器传动零件的设计计算1、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及热处理方法小齿轮选用45钢，调质处理HBS=230~250大齿轮选用45钢，调质处理HBS=190~210（2）确定许用弯曲应力：①弯曲疲劳极限应力由图13-9c小齿轮σFlim1=250MPa大齿轮σFlim2=220MPa②寿命系数应力循环次数NF1=60jHn1t=8.64×108NF2=60jHn2t=2.09×108由图13-10YN1=0.9YN2=0.93③应力修正系数由标准规定，Yst=2④最小安全系数由表13-4，按一般可靠度SFlim=1.25⑤许用弯曲应力由试（13-8）[σF2]=327.36MPa[σF1]>[σF2],[σF]=[σF2]=327.36MPa（3）许用接触应力计算由机械设计图13—13（以下所用依据均为机械设计课本中的图表）得：两齿轮接触疲劳极限应力为小齿轮σHlim1=580MPa大齿轮σHlim2=550MPa应力循环次数NH1=60×1×720×5×250×16=8.64×108NH2=60jHn1t=60×1×173.89×250×5×16=2.09×108由图13—14得ZN1=0.92ZN2=0.96由表13—4得最小安全系数失效概率低于1/100,SHmin=1则需用接触应力为：[σH1]===533.6MPa[σH2]===528MPa[σH1]>[σH2],[σH]=[σH2]=528MPa（4）按齿面接触应力强度确定中心距①载荷系数设齿轮按8级精度制造由表13—2，取K=1.2②齿宽系数齿轮相对于轴承非对称布置由表13—6，软齿面取φd=0.9由式13—15，φa===0.35③弹性系数由表13—5，ZE=189.8④节点区域系数初设螺旋角β=12°由图13—12，ZH=2.46⑤重合度系数取Z1=22，Z2=iZ1=22×4.14=91.08，取Z2=91i=u==4.1363（误差0.1%<5%，在5%允许范围内）端面重合度由式13—19=1.66得：εα=1.66,Yβ=1.49由式13—24，Zζ===0.776⑥螺旋角系数由式13—25，Zβ=0.989⑦设计中心距由式13—13，a≥（u±1）×=(4.14+1)×=101.19mmmn≥=EQ取mn=2mm重求中心距a===115.52mm圆整中心距，取a=118mm调整ββ=cos-1[]=cos-1[]=16.738°（5）确定齿轮参数与尺寸齿数：z1=22，z2=91；模数：mn=2mm确定实际齿数比：分度圆直径：d1===45.950mmd2===190.052mm确定齿宽：b=b2=aφa=118×0.35=41.3mm取b=b2=45mmb1=b2+5=45+5=50mm（6）验算齿轮弯曲强度由表13—4、式13—8得EQ同理可得：[σF2]=327.36MPa当量齿数zv1===25.05(按25查表)zv2===103.36（按150查表）齿形系数YFa和修正系数YSa由表13—3，YFa1=2.62YSa1=1.59YFa2=2.14YSa2=1.83重合度系数Yε由式13—19=1.62螺旋角系数查图13—17，取Yβ=0.88校核弯曲强度σF1===59.88MPa<[σF1]同理，σF2=64.803MPa<[σF2]两齿轮弯曲强度足够2、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算(1)确定第二级齿轮相关系数根据第一级齿轮相关系数算出二级齿轮相应的要求参数：n2=n1/i1=720/4.136=174.08r/mini2=i/i1=13.088/4.136=3.188r/minn3=174.08/3.188=54.60r/min（2）选择齿轮材料及热处理方法小齿轮选用45钢，调质处理HBS=230~250大齿轮选用45钢，调质处理HBS=190~210（3）确定许用弯曲应力：①弯曲疲劳极限应力由图13-9c小齿轮σFlim1=250MPa大齿轮σFlim2=220MPa②寿命系数应力循环次数NF1=60×1×174.08×5×250×16=2.08×108NF2=0.65×108由图13-10YN1=0.93YN2=0.94③应力修正系数Yst=2④最小安全系数由表13-4，按一般可靠度SFlim=1.25⑤许用弯曲应力由试（13-8）[σF2]=330.8MPa（4）许用接触应力计算由机械设计图13—13（以下所用依据均为机械设计课本中的图表）得：两齿轮接触疲劳极限应力为:小齿轮σHlim1=580MP大齿轮σHlim2=550MPa应力循环次数NH1=60×174.08×250×5×16=2.08×108NH2=60×1×54.60×5×250×16=0.65×108由图13—14得ZN1=0.94ZN2=0.96由表13—4得最小安全系数SHmin=1则需用接触应力为：[σH1]===545.2MPa[σH2]===528MPa[σH1]<[σH2]·[σH]=[σH2]=528MPa（5）按齿面接触应力强度确定中心距①载荷系数由表13—2，取K=1.2②齿宽系数由表13—6，软齿面取φd=0.9由式13—15，φa===0.43③弹性系数由表13—5，ZE=189.8④节点区域系数初设螺旋角β=12°由图13—12，ZH=2.46⑤重合度系数取Z1=28，Z2=iZ1=28×3.188=89.26，取Z2=89i=u==3.178（误差小于5%）端面重合度,由式（13-19）=1.69由式13—24:εα=1.69εβ=1.49⑥螺旋角系数由式13—25，Zβ==0.989⑦设计中心距由式13—13，a≥（u±1）=(3.188+1)=141.16mmmn≥=2.35取mn=2.5mm重求中心距a===149.5mm圆整中心距，取a=150mm调整ββ=cos-1[]=cos-1[=12.838°（6）确定齿轮参数与尺寸齿数：z1=28，z2=89；模数：mn=2.5mm实际齿数比：确定分度圆直径：d1===71.794mmd2==228.205mm确定齿宽：b=b2=aφa=150×0.43=64.5mm取b=b2=65mmb1=b2+5=65+5=70mm（7）验算齿轮弯曲强度由表13—4、式13—8得[σF1]=372MPa[σF2]=330.8MPa当量齿数zv1===30.20（按30查表）zv2===96.02（按100查表）齿形系数YFa和修正系数YSa由表13—3，YFa1=2.53YSa1=1.636YFa2=2.18YSa2=1.79重合度系数Yε由式13—19，Yε=0.607=1.686螺旋角系数查图13—17，取Yβ=0.89校核弯曲强度σF1===62.999MPa<[σF1]同理计算得：σF2<[σF2]两齿轮弯曲强度足够以上计算结果汇总如下：高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比4.1363.178模

2mm2.5mm螺旋角13.059°12.838°中心距118mm150mm齿数22912889齿宽45506570分度圆45.95mm190.052mm71.794mm228.205mm精度8级七、减速器轴及轴承装置的设计1、轴的设计考虑相邻齿轮沿轴向方向不发生干涉，计入两小齿轮轴向之间的距离S=10；考虑齿轮与箱体内壁沿轴向方向不发生干涉，计入尺寸k，取k=10；为保证滚动轴承完全放入箱体轴承座孔内，计入尺寸c，当轴承采用油润滑时取c=5；处取轴承宽度在n=15~30mm三根轴的支撑跨距分别为：L1=2（c+k）+bh1+s+bl1+n1=2×（5+10）+50+10+65+20=175L2=2（c+k）+bh1+s+bl1+n2=2×（5+10）+50+10+65+22=177L3=2（c+k）+bh1+s+bl1+n3=2×（5+10）+50+10+65+22=177（1）高速轴（1轴）的设计高速轴的功率、转速与转矩转速(r/min)功率(kw)转矩T

N·m)7203.725349.4119①选择轴的材料及热处理轴上小齿轮直径不大，采用齿轮轴结构，轴的材料及热处理和齿轮的材料及热处理一致，选用45号钢调质②轴的强度要求lAB=l1=180mmlAC=+c+k+=50mmlBC=lAB-lAC=130NmmFt1===2150.7NFr1=Ft1=2127.69×=803.6NFa1=Ft1tanβ=2127.69×tan13.059=498.86N求水平面内的支撑反力，求水平面内的弯矩如下:=803.6×50+498.86×45.95÷2＋FBH×180=0MCH右=FAH×50+Fa×d÷2=37296.3N·mm求垂直面内的支撑反力，求垂直面内的弯矩如下：0=2150.7×50＋FBV×180解得：MCV=1553.3×50=77665N·mm计算合成弯矩：转矩：T=49411.9N·mm合成弯矩和转矩求MCeq:MCeq=各方向的力弯矩转矩合成弯矩图如下：以上计算结果汇总如下：载荷水平面H垂直面V支反力FAH=516.7NFBH=286.9NFAV=1553.3NFBV=597.4N弯矩MC右=37296.3N·mmMCV=77665N·mm总弯矩MC右=86156N·mm转矩T=49411.9N·mm总弯矩MCeq=91114.3N·mm③轴的初步计算计算危险截面直径，因为此轴是转轴，故[σ]=[σ1]查表[σ1]=60MPa，d≥=24.8mm④轴的结构设计根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定各轴段的直径及长度，其中轴径、轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑，联轴器选用TL6，各轴短直径长度如下图：（2）中间轴（2轴）的设计选择轴的材料及热处理：选用45钢，调质轴的受力分析如下图所示:具体计算结果如下表：载荷水平面H垂直面V支反力FAH=399.6NFBH=1639.6NFAV=3382.4NFBV=4241.3N弯矩MC右=27019.3N·mmMD右=100079N·mmMCv=172502.4N·mmMDV=258721.4N·mm总支反力RA=3405.922NRB=4547.19N总弯矩MCMAX=174605.6N·mmMDMAX=277403.3N·mm转矩T=196468N·mmMCeqMCceq=210672.7MDceq=301410.8③轴的初步计算d≥=36.9mm考虑到危险截面上有键槽所以轴径增大4%，d≥38.4mm所以在安装大齿轮的轴段处轴的最小直径为38.4mm④轴的结构设计根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定各轴段的直径及长度，其中轴径、轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑，各轴短直径长度如下图所示（3）低速轴（3）轴的设计①选择轴的材料及热处理：选用45号钢调质处理②轴的受力分析：求水平方向的力:0=2043×121－1247.3×228.205÷2－FBH×182解得：MC左=FAH×121=177470.7N·mmMC右=FAH×121-Fa×d/2=35150.6求竖直方向的力和转矩：解得：MCV=FAV×121=221962.4求组合弯矩：求转矩：T=600927.1N·mm求MCeq:N·mm具体弯矩力矩图如下：③具体计算结果如下表：载荷水平面H垂直面V支反力FAH=1466.7NFBH=576.3NFAV=1834.4NFBV=3638.6N弯矩MC左=284188.6N·mm总支反力RA=2348.66NRB=3683.956N转矩T=600927.1N·mm总弯矩MCeq=459090.38N·mm③轴的初步计算d≥=43.7mm考虑到此段轴上有键槽，所以直径增大4%，截面直径dC≥42.4mm即：在安装此齿轮的轴段处轴的最小直径不小于42.4mm④轴的结构设计根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定各轴段的直径及长度，其中轴径、轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑，联结此轴的联轴器选用的型号为TL7。各轴短直径长度如下图所示:八、滚动轴承的选择低速轴（3轴）上滚动轴承的选择:按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支撑跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为角接触球轴承，轴承预期寿命取为Lh=30000h由前面计算结果知：轴承所收径向力Fr=2043N，轴承工作转速n=54.5955r/min。初选角接触球轴承；7310c手册，基本额定动载荷B=27基本额定动载荷：Cr=53500N，基本额定静载荷：C0r=47200N,由工作条件有轻微震动所以fp=1.2温度系数为ft=1,根据上面计算所得结果有RA=2348.66NRB=3683.956NFa=1247.3N滚动轴承的选择及其校核计算：有工作条件知：载荷平稳，选取fP=1.2,常温工作，选取ft=1，ε=3计算出的作用在蜗轮轴上的外力及支反力。由低速轴的校核中可得出蜗轮轴承Fa=1247.3Nn=54.5955r/min计算轴承的当量动载荷a正确标出内部S1、S2的方向b计算两轴承的轴向载荷A1、A2R、A分别为轴承的径向载荷及轴向载荷，所选轴承为角接触球轴承7310C，轴向外载荷为Fa=Fx=1247.3N，X、Y分别为径向动载荷系数及轴向动载荷系数。对于向心轴承，当时，可由由表查出X和Y数值；当时，轴向动载荷的影响可以忽略不记，根据所选的轴承代号查得为47.2kN和Cr为53.5kN。初选e=0.43，对应S1=e·R1=0.43×2348.66=1009.9NS2=e·R2=0.43×3683.96=1584.1Nc因Fx+S2>S1则：A2=S2=1584.1NA1=Fx+S2=2831.4N与拭去的误差较小与拭去的误差较大反取e1、e2由表可知：利用线性插值法，可利用（0.058,0.087），（0.43,0.46）算出e1，即,得：e1=0.43S1=e1·R1=1009.9N利用线性插值法，可利用（0.029，0.058），（0.40,0.43）算出e2，即，得：e2=0.41S2=e2·R2=1510.4N得：Fx+S2>S1则：A2=S2=1510.4NA1=Fx+S2=2757.7N再验证这与假定e1、e2时对应的，已经很接近，既可作为试算的结果。c计算轴承的当量动载荷1)轴承1=0.43，,则可知X1=,0.44，Y1=1.30。即：P1=fP·(X1R1+Y1A1)=1.2×（0.44×2348.66+1.30×2757.7）=5542.1N2）轴承2，可知X2=1，Y2=0，即：P2=fP·R2=1.2×3683.96=4420.8N可得：P1>P2即可按P=P1=5542.1N计算d计算轴承寿命应用公式=45.77年>5/年即可安全使用。7310c轴承：D=110mm，d=50mm，B=27mm根据相同的方法选定高速轴和中间轴上的轴承型号分别为：7307c轴承：D=80mm，d=35mm，B=21mm7306c轴承：D=72mm，d=30mm，B=19mm九、键连接和联轴器的选择（1）高速轴（1轴）上键连接和联轴器的选择由前面计算结果知：高速轴的工作转矩T=49.4119N·m，工作转速n=720r/min。查表18—1，工作情况系数，取K=1.4。计算转矩Tc=KT=1.4×49.4119=69.177N·m查表附表F-2查得：高速输入轴（与电动机相连的一边）选用TL型弹性套柱销联轴器TL5联轴器GB4323—84，d=32mm，l=82mm许用转矩[T]=250N·m，许用转速[n]=3800r/min。因Tc<[T]，n<[n]，故该联轴器满足要求。低速轴联轴器选用TL7GB4323—84许用转矩[T]=500N·m，许用转速[n]=3600r/min因Tc<[T]，n<[n]，故该联轴器满足要求。选A型普通平键，d=32mm查表15—16，初选10×8GB1096—79：b=10mm，h=8mm，L=70mmσp===12.868Mpa<[σp]强度足够。（2）中间轴（2轴）上的键连接选择小齿轮选A型普通平键，d=42mm查表15—16，初选12×8GB1096—79：b=12mm，h=8mm，L=33mmσp===70.875Mpa<[σp]强度足够。大齿轮选A型普通平键，d=42mm查表15—16，初选12×8GB1096—79：b=12mm，h=8mm，L=60mmσp===49.117<[σp]强度足够。（3）低速轴（3轴）上键连接和联轴器的选择由前面计算结果知：低速轴的工作转矩T=600.9271N·m，工作转n=54.5955r/min。查表18—1，工作情况系数，取K=1.4。计算转矩Tc=KT=1.4*600.927=841.298N·m查表，选用HL弹性柱销联轴器HL4联轴器GB5843—86，d=40mm，l=84mm。许用转矩[T]=1250N·m，许用转速[n]=4000r/min。因Tc<[T]，n<[n]，故该联轴器满足要求。选A型普通平键，d=40mm查表15—16，初选10×8GB1096—79：b=10mm，h=8mm，L=84mmσp===0.1Mpa<[σp]强度足够。Pw=4.2kwη总=0.8504Pr=4.939kwPm=5.5kwns=750r/minY160M2—8i=13.19i12=4.14i23=3.19n0=750r/minp0=3.76kwT0=49.91N·Mn1=750r/minp1=3.73kwT1=49.41N·mn2=173.89r/minP2=3.58kwT2=196.47N·mn3=54.60r/minp3=3.44kwT3=600.93N·mn4=54.60r/minp4=3.27kwT4=571.12N·mHBS=230~250HBS=190~210NF1=8.64×108NF2=2.09×108YN1=0.9YN2=0.93Yst=2SFlim=1.25[σF1]=360MPa[σF2]=327.36MPaNH1=8×108NH2=2.09×108ZN1=0.92ZN2=0.96SHmin=1[σH1]=533.6MPa[σH2]=528MPa[σH]=528MPaK=1.2φd=0.9φa=0.35ZE=189.8ZH=2.46Z1=22Z2=91Zε=0.776Zβ=0.989mn=2mma=118mmβ=16.738°d1=45.950mmd2=190.052mmb=45mmb1=50mm[σF1]=360MPa[σF2]=327.36MPaYFa1=2.62YSa1=1.59YFa2=2.14YSa2=1.83Yε=0.713Yβ=0.88σF1=59.88MPa<[σF1]HBS=230~250HBS=190~210NF1=2.08×108NF2=0.65×108YN1=0.93YN2=0.94Yst=2SFlim=1.25[σF1]=372MPa[σF2]=330.8MPaσHlim1=580MPaσHlim2=550MPaNH1=2.08×108NH2=0.65×108ZN1=0.94ZN2=0.96SHmin=1[σH1]=535.2MPa[σH2]=528MPa[σH]=528MPaK=1.2φd=0.9φa=0.43ZE=189.8ZH=2.46Z1=28Z2=89εα=1.69εβ=1.49Zε=0.769Zβ=0.989a=150mmβ=12.838°mn=2.5mmu=3.178d1=72.794mmd2=228.205mmb=b2=65mmb1=70mmYFa1=2.52YSa1=1.625YFa2=2.18YSa2=1.79Yε=0.695σF1=62.999MPa<[σF1]σF2<[σF2]Mceq=91114.3N·mmd≥24.8mm45钢调质d≥38.4mmMCe=459090.38N·mmd≥43.7mmLh=30000hFr=2043Nn=54.595r/minB=27Cr=53500NC0r=47200N。fp=1.2ft=1RA=2348.66NRB=3683.956NFa=1247.3N初选e=0.43S1=1009.9NS2=1584.1NA2=1584.1NA1=2831.4Ne1=0.43S1=1009.9Ne2=0.41S2=1510.4N高速轴选用TL5型联轴器低速轴选用TL7型联轴器十、减速器箱体的设计名称符号计算公式结果机座壁厚δδ=0.025a+1≥88mm机盖壁厚δ1δ1=0.02a+1≥88mm机座凸缘壁厚bb=1.5δ12mm机盖凸缘壁厚b1b1=1.5δ112mm机座底凸缘壁厚pp=2.5δ20mm箱座上的肋厚mm≥0.85δ8mm地脚螺钉直径dφdφ=0.036a+10=11.47212mm地脚螺钉数目n双级66地角螺栓螺栓直径dφM12M12螺栓通孔直径dφ’1515螺栓沉头座直径d04040地角凸缘尺寸L12424L22222轴承旁连接螺栓直径d10.75dφ10轴承旁螺栓螺栓直径d1M10M10螺栓通孔直径d1’1111沉头座直径D02424部分面凸缘尺寸c11818c21414上下箱连接螺栓直径d2（0.5~0.6）dφ10上下箱螺栓螺栓直径d2M10M10螺栓通孔直径d2’1111沉头座直径D02424部分面凸缘尺寸c11818c21414定位销孔直径d3’d3’=(0.6~0.8)d26轴承旁连接螺栓距离SS≈D2160mm轴承旁凸台半径RδRδ≈c214轴承旁凸台高度h由低速轴轴承外径D2和Md1螺栓扳手空间的要求确定47.5mm大齿轮顶圆与箱体内壁距离△1△1>δ10mm箱体外壁至轴承座端面距离KK=c1+c2+(5~8)40剖分面至底面高度HH≈(1~1.2)a156mm十一、减速器附件的设计窥视孔及窥视孔盖由于减速器属于中小型，查表确定尺寸如下A100mmA1130mmA2115mmB96mmB1136mmB21160mmd4M6R5mmh3mm2、通气器选用简单式通气器参照《机械设计课程设计》表6-4，选用M27×1.5型通气器设在观察孔盖上以使空气自由溢出，查表确定尺寸如下：D115b8B30h122h12b16H45D332H132D418a6L32δ4孔数6K10D