基于波导减速器的刮板输送机-说明书

1、摘要刮板输送机是一种有挠性牵引机构的连续运输机械。它的牵引机构是刮板链，溜槽是它的承载装置。驱动电动机经液力偶合器，减速器而驱动饶过机头链轮与机尾链轮进行无极闭合循环运行的刮板链，将作为承载机构的溜槽中的煤炭推移到机头的卸载点。刮板输送机适用于煤炭倾角不超过25的采煤工作面，但对于以兼作采煤机运行轨道，与机组配合工作的刮板输送机，当工作面倾角小于10时，要采取防滑措施，在采煤工作面的下顺槽和联络眼也可使用刮板输送机。 本次设计为基于波导减速器的刮板输送机。主要设计内容包括：液力偶合器的选型，波导减速器的设计，刮板的设计等几大部分。根据要求共完成设计说明书（1本）图纸6张。 abstractSc

2、raper conveyor is a flexible traction with the continuous transportation machinery. It is the traction agencies scraper chain, it is the chute bearing devices. Motor driven by the hydraulic coupling，reducer and sprocket drive harrying nose and tail sprocket for limitless closed-cycle operation of th

3、e scraper chain, will be carrying the bodies of the coal chute goes to the tip of the unloading points. Scraper conveyor dip in the coal does not exceed 25 the coal face, but Shearer takes to orbit, and the work of the unit with scraper conveyor, when the face angle of less than 10 , they must take

4、anti-skid measures, at the coal face down trough and eye contact can also use the scraper conveyor. The design of the waveguide reducer on the scraper conveyor. Main design elements include : hydraulic coupling of the selection, the reducer waveguide design, the design of scraper for the majority. R

5、equested to complete the design of brochures were (1) 6 drawings. 前 言刮板输送机在工作过程中要克服溜槽与刮板链及煤炭之间的滑动磨擦阻力，与相同运量和运距的带式输送机相比，刮板输送机的电机容量和电耗要大得多。但是它具有带式输送机所没有的优点，如它的结构强度高，机身低矮，可以弯曲，能微压测高采煤机工作面较恶劣的工作条件，并可作为采煤机的运行轨道，有时还作为移置液压支架的支点推移刮板输送机时，铲煤板可自动清扫机浮煤；挡煤板后面有安装电缆、水管的槽架，并加电缆、水管起保护作用，推移输送机时，电缆、水管同时移动。所以，刮板输送机现在仍是

6、缓倾斜长壁式采煤工作面唯一的煤炭运输设备。经过多年的改进和发展，现在的刮板输送机随着高产、高效工作的提出，发展了大运量、长距离、大功率的刮板机很重要，以刮板机的配套成型设备为核心，根据生产实际和预选的数据，以实用、经济、高效、可靠为原则，对刮板机系统的各个组成部件进行科学、详细的计算，标准部件的选型，另外计算非标设备尺坟，对所设计的参娄、尺寸进行骓、调整，选择一套合适方案。在本次设计中，得到了翟老师和同学们的大力帮助，在此表示感谢。由于本人水平有限，其中难免存在问题和缺点，敬请各位老师和同学批评指正。目 录1.设计原始参数-12.设计计算-22.1输送能力，电动机功率，刮板链强度选型计算-22

7、.2 传动系统的方案设计-42.3 液力耦合器的选型-52.4 轴承型号的选择-62.5系统转速，扭矩和功率计算-82.6 减速器的总速比分配-92.7摆线齿锥齿轮的主要参数初算-102.8第二对斜齿圆柱齿轮的设计计算-202.9 第三对齿轮 斜齿圆柱齿轮传动-242.10 链轮的设计计算-292.11轴的校核-322.11.1齿轮受力分析及计算-322.11.2 轴的校核-343 链轮组件-374 中部槽及附属部件-37参考文献-381设计原始参数1.刮板机输送机计算示意图参见图2-361 索引速度Vo=4.6m/min煤层倾角主机生产能力工作面长度2链速链单位长度质量一秒圆环链的破断拉力3

8、减速器的总速比为参考模数为4电动机参考功率，转速5液力偶合器的转差率为6轴承寿命不低于5000小时2设计计算2.1 输送能力，电动机功率，刮板链强度选型计算参考1初选刮板输送机形式为圆环链 规格：中双链 26 92(C级)刮板机中部槽截面图：83010585 图21表21中部槽外形尺寸/mm 配一用电动机参数与功率（台数 k）长宽1601）.输送能力的计算：装运煤的几何面积A按上图计算，由其几何关系可求得： A = 0.83 0.105+ 0.5 (0.83 2 0.085) (0.83 2 0.085 )/2 tan30o = 0.15002 m2中部槽应具有的装载

9、断面积A装载系数取1，由下式计算得：由计算知，当采煤机的运行方向与刮板链 运行方向相同时，中部槽的实际装煤断面按装满系数为0.9计算：A= 0.15002 0.9 = 0.135 m2此值比A1稍小，尚可以用。当采煤机的运行方向与刮板链运行方向相反时，满足要求。 2) 为简化计算，中部槽单位长度上的装煤量只按链速计算，即 3) 计算重.空段的运行阻力，取=0.6，l=0.4 重段阻力： Fzh = qLg(cos - sin) + q1Lg(l cos - sin) = 1462209.81(0.6cos12o-sin12o) + 52 220 9.81 (0.4cos12o - sin12o

10、) = N空段阻力：Fk = q1Lg(l cos+sin) = 522209.81(0.4cos12o + sin12o) =67243 N4）参照式（229）的条件，确定最小张力点：Fzh- Fk=-67243=727470判定刮板链最小张力在“3”点。5）取最小张力为0，用逐点计算法求刮板链在各点的张力为：F3=0F4= F3 +Fzh= NF1= F4 -0.5(Fzh + Fk )=-0.5(+67243)=36373.5 NF2 = F1 + Fk =36373.5 +67243 =.5 N6）用式（231）计算所需电机功率，取传动系统的效率为0.85 ，绕经驱动轮的阻力系数为0.

11、045上驱动电机功率：将上述动率计算值各加20%的备用量，得上端电动机功率为145.2 kw，下端电动机功率为140.4 kw。因此配备2160 kw电动机双头驱动能满足。7）刮板链的安全系数，查得2692的C级圆环链的破断拉力为Fd =850 kw，中双链负荷分配不均匀系数取0.9，则3.5由计算结果知，所设计的刮板输送机在给定条件下适用。2.2 传动系统的方案设计表22名称方案优缺点选择结果联轴器液力耦合器使电动机轻载启动；有过载保护功能，减缓传动系统的冲击和振动，多电机驱动能使各电机负荷较均匀选用垂直式按我国原煤炭部MT14888标准规定，以后新设计的刮板输送机减速器应为平行布置减速器复

12、合式平行分部式三级圆锥圆柱齿轮减速器用于30kW以下的减速器整体式用于单机功率为4075kW的减速器单机单机功率90kW以上的减速器优点：当轮齿磨损后可以只更换链轮而不更换滚筒缺点：连接筒螺栓锈死时，很难拆卸选用链轮剖分式拆装维修方便选用中单链因链环尺寸大，所用链轮直径增大，机头机尾的高度相应增加，拉煤能力不如边双链，特别是对大块较多的硬煤刮板链中双链能较好的克服边双链受力不均的缺点选用边双链优点：拉煤能力强缺点：边双链两条链受力不均，特别是中部槽在弯曲状态下运行更为严重 图22（a）这种方式布置，输送机能够更好的推向煤壁，把机头传动装置布置在采空区一侧，可使采煤机尽量不开或少开缺口，有利于提

13、高采煤效率。 图22（b）此种方式布置，就不具备上述布置方式的优点，故没有采用。2.3液力耦合器的选型限矩型液力偶合器的选型匹配原则： 满足使用环境要求：煤矿井下为易燃易爆场合，应选用水介质偶合器； 满足工作机使用要求：因对过载保护严格要求，选择动压泄液式偶合器； 满足动力机匹配要求； 满足安装连接要求； 满足经济适用要求。限矩型液力偶合器的选型匹配内容：限矩型液力偶合器的型式选择限矩型液力偶合器的规格（有效直径）选择：方法：查表法（查功率图谱法）图中：横坐标为偶合器输入功率纵坐标为偶合器传递功率确定 电动机型号为KBY680-160型 功率 / Kw 2160Kw 电压 1140 V 转速

14、1470 r/min（由于已选定水介质液力偶合器，因水的密度约为油的密度的1.15倍，选型时，将所传递的功率除以1.15倍，即 160 Kw / 1.15 = 139.13 Kw ）在图中由功率139 Kw 坐标点处向右划线，由1470 r/min 坐标点处向上划线，两线的交点落于 YOX560型的功率带内，所以选择YOX560型液力偶合器。2.4轴承型号的选择本次毕业设计所设计的SGZ830/264型刮板输送机的机头部和机尾部，除了机尾架较机头架稍短些外，它们的结构基本上是相同的，它们在机架上都安装有传动装置（减速器、液力耦合器、电动机）、链轮组件、盲轴以及其它附属装置。现就刮板输送机介绍其

15、相关部件。 SGZ830/264型刮板输送机的减速器结构如左驱动部装图所示。它是三级圆锥圆柱齿轮减速器。其第一对齿轮为“克”制圆弧锥齿轮，齿数比为9：31，第二对和第三对齿轮皆为斜齿圆柱齿轮，齿数比分别为16：51和17：48。 减速器的所有零件都安装在球墨铸铁的减速箱的壳体内，壳体由上、下箱体组成，系对称结构，以适应左右工作面和机头、机尾传动装置的需要。 其各轴的组装情况如下： 图27 轴1圆弧锥齿轮轴3、6滚动轴承；2端盖；5轴承套；在圆弧锥齿轮轴上2装有双列圆锥滚子轴承（32317）3、单列调心滚子轴承（22319C/W33）4。 图28 轴轴斜齿轮；2圆弧锥齿轮；3键；4键；5偏心套；

16、6滚动轴承 轴斜齿轮两端各安装有单列圆锥滚子轴承（32317）29 轴1挡环；2斜齿轮；3键；4轴齿轮；5滚动轴承轴斜齿轮两端各安装有单列圆锥滚子轴承（32320） 图210 轴1滚动轴承；2挡环；3斜齿轮；4轴承套；5花键轴； 轴斜齿轮两端各安装有单列圆锥滚子轴承（32320）2.5系统转速，扭矩和功率计算参考121 转速计算已知，总传动比I = 34.67 传动比的分配如下： ig = 3.5 iz = 3.36 id = 2.942 因而，当电动机的额定转速n=1470 r/min 和液力偶合器的转差率S=4%时，各级齿轮轴的转速为： nI =（1-S）n=(1-0.04) 1470=1

17、411.2 r/min nII = nI/ig = 1411.2/3.5 = 403.28r/min nIII= nII/iz = 402.2/3.36 = 120 r/min nIV= nIII/id = 120/2.942 = 40.79 r/min式中，nI、nII、nIII、nIV分别为轴、轴、轴、轴的转速，r/min2 效率计算 在机械传动中，各级传动效率的概略值可查表确定。如图所示的齿轮传动系统，由表查得：各级齿轮传动的效率1 =0.95，2 =3 =0.97；一对滚子轴承的效率g=0.98；液力偶合器的效率=0.96。因而，由电动机到各级齿轮轴的传动效率为： =1g=0.960.

18、98=0.941 =1g=0.9410.950.98=0.876 =2g=0.8760.970.98=0.933 =3g=0.8330.970.98=0.7923. 功率计算如图所示的齿轮传动系统，当电动机的额定输出功率P=160kW时，各级齿轮轴上的功为：PI = Pd = 160 0.941 = 150.56 kWPII = PI = 150.56 0.876 = 131.891kWPIII = PII= 131.891 0.933 = 123.054kWPIV = PIII = 123.054 0.792 = 97.459 kW4.转矩计算TI = 9549 PI/ nI =9549 1

19、50.56/1411.2 = 1018.78 n*m TII = 9549 PII/ nII= 9549 131.89/403.28= 3122.94 n*m TIII = 9549 PIII/ nIII = 9549 123.054/120 = 9792.022 n*m TIV = 9549 PIV/ nIV=9549 97.459/40.79= 22815.298 n*m 5. 将传动装置的运动和动力参数列于下表表24轴号功率P（kW）转速n（r/min）转矩T（n*m）I150.561411.21018.78II131.89402.283122.94III123.0541209792.0

20、22IV97.45940.7922815.2982.6减速器的总速比分配参考9 已知减速器的总速比为34.67因为刮板输送机对减速器的运动精度要求不是很高，同时由于矿下空间资源紧张和所设计输送机的运输能力较大，从而必定有较大的转矩，所以在优先考虑体积、转矩等因素的同时，适当考虑运动精度的影响，尽量使所设计的减速器的体积更为紧凑，转矩尽量减小，同时查阅资料，吸收前人经验，最终确定各级减速比如下：表23齿 轮 对名 称速 比第 一 对圆弧锥齿轮3.5第 二 对斜圆柱齿轮3.36第 三 对斜圆柱齿轮2.94227 摆线齿锥齿轮的主要参数初算参考6表251 主要参数初算序号名称代号/单位计算公式和说明

21、计算结果1原始参数轴交角902传动比和齿数比理论值3.53主动小齿轮转速1411.24主动小齿轮转矩1018.785大轮大端节圆直径424.166取4256大轮大端节锥角初值74.0557大轮大端节锥距初值2218齿宽669参考点法向模数8.010参考点螺旋角初值3511小轮齿数9.197取912大轮齿数3213齿数比3.5614传动比误差百分数1.7115大轮节锥角74.3116参考点螺旋角35.36表252几何参数计算的原始参数1名称代号/单位说明结果2法向压力角203齿顶高系数=114顶隙系数=0.250.255法向齿侧间隙0.3266小轮旋转方向根据主动齿轮旋转方向选择螺旋方向左旋7大

22、轮旋转方向右旋8分锥角修正量初值=009铣齿机型号AMK630 “克”制铣刀盘名义半径135刀齿组数5刀齿模数8小轮高变位系数初值0.554小轮切向变位系数初值0.1表253节锥面参数、冠轮参数计算及齿面刮伤和槽底留埂检查序号名称代号/单位计算公式和说明计算结果 节锥面参数1大轮节锥角74.312小轮节锥角15.73小轮大端节圆直径119.384小轮参考点节圆直径101.085大轮参考点节圆直径359.3966冠轮齿数33.2407冠轮大端锥距220.7248冠轮参考点锥距187.7249冠轮小端锥距154.72410刀齿方向角9.80911刀位179.41112刀位值适应范围检查0179.4

23、1188.868.56 小端刮伤和槽底留埂检查21法截面内最大齿槽宽初的锥距204.92922冠轮齿顶高10238.07927刀顶宽对于“克”制的万能刀齿28小端齿面无刮伤检查29齿槽底不留埂检查表254高变位系数、小齿轮根切校核、齿高和分锥角序号名称代号/单位计算公式和说明结果高变位系数1端面当量齿轮基圆螺旋角32.9432法面当量小齿轮齿数17.4663法面当量大齿轮齿数206.0194高变位系数0.5545法面当量小齿轮齿顶压力角53.4196法面当量大齿轮齿顶压力角15.806小齿轮根切校核7小轮小端法面当量齿数12.8228小轮最小高变位系数“克”制0.5549小轮高变位系数最终值当

24、时，值不变当时，取0.554齿高和分锥角10小轮齿顶高12.43211大轮齿顶高3.56812全齿高1813小轮分锥角15.714大轮分锥角74.31表255 小轮齿顶变尖检查及齿顶倒坡序号名称代号/单位计算公式和说明计算结果小轮小端齿顶变尖检查1小轮小端法面当量齿轮顶圆直径112.8422小轮小端齿顶法向压力角23.9363小轮小端法向节圆齿厚半角0.1234小轮小端法向齿顶厚半角5小轮小端法向齿顶厚6小轮小端法向齿顶变尖检查当小轮小端齿顶倒坡7KK=0（初值）0.8倒坡后小轮小端顶圆直径108.9369小轮小端齿顶法向压力角36.376100.0408711=4.452122.052113

25、014K0.156615参考点法面当量小齿轮顶圆直径164.43216参考点法面当量小齿轮顶压力角37.01117参考点法面当量小轮分度圆齿厚半角0.11918参考点法面当量小轮齿顶厚半角0.012719参考点法面当量小轮齿顶厚2.09220倒坡后小轮齿顶宽减少量38.65221小轮倒坡部分的顶锥角17.55622倒坡宽度38.653表256 摆线锥齿轮的几何尺寸序号名称代号/单位计算公式和说明计算结果1小轮大端顶圆直径143.3162大轮大端顶圆直径426.9303分锥齿宽664倒坡前小轮小端顶圆直径107.5975倒坡后小轮小端顶圆直径106.9196大轮小端顶圆直径299.8487小轮节

26、锥顶至大端节圆心的距离212.3548大轮节锥顶至大端节圆心的距离59.6919无倒坡小轮轴向齿宽6410倒坡后小轮轴向齿宽6311大轮轴向齿宽6412小轮冠顶距208.99013大轮冠顶距56.25614小轮安装距由设计图确定15大轮安装距由设计图确定16小轮轮冠距17大轮轮冠距18小轮参考点法向分度圆弧齿厚14.83019大轮参考点法向分度圆弧齿厚8.186表257 摆线锥齿轮的几何参数 序号名称代号/单位小齿轮大齿轮计算结果计算结果1齿数9322轴交角3参考点法向模数84齿宽665螺旋方向左旋右旋6螺旋角7法向压力角8齿顶高系数19顶隙系数0.2510齿侧间隙0.32611高变位系数0.

27、554-0.55412切向变位系数0.1-0.113分锥角修正量0014大端节圆直径、119.3842515大端理论顶圆直径、143.36426.9316小端理论顶圆直径、106.919299.84817小轮倒坡顶锥角18小轮倒坡宽度38.65319节锥角、20分锥角、21齿顶高、12.4323.56822全齿高1823参考点法向分度圆弧齿厚、14.8308.18624安装距、25轮冠距、2.8第二对斜齿圆柱齿轮的设计计算参考7选定齿轮类型,精度等级,材料及齿数按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。运输机一般为工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-98)。材料选择。两齿轮材料

28、均选20MnVB，经渗碳后淬火后，齿面硬度达58-62HRC，齿芯部达300HBS，硬齿面齿轮硬度HRC3HRC4 。选小齿轮齿数Z3 = 17，大齿轮齿数Z4 = iz Z3 =3.3617=57.12，取Z4 =57。 2）按齿面接触强度设计 由设计计算公式 i确定公式内的各计算数值试选载荷系数 Kt = 1.8 由表10-7选取齿宽系数d = 0.8，初选螺旋角 = 12.5o 由图10-30选取区域系数Zh = 2.445 由图10-26得= 0.740, =0.855，则=+=1.595由图10-21e查得大小齿轮的接触疲劳强度极限lim3 =lim4 = 1400 MPa由表10-

29、6查得材料的弹性影响系数=189.8 MPa由式10-13计算应力循环次数： = 60402.28（3830020）= 3.476109 = = 1.083109 由图10-19查得接触疲劳寿命系数 = 0.875 = 0.895计算接触疲劳许用应力（失效概率1%，安全系数s = 1） 0.875 1400 = 1225 MPa 0.89 1400 = 1246 MPa =（1225 +1253）/ 2 = 1235.5 MPaii计算计算小齿轮分度圆直径 = 111.835mm计算圆周速度计算齿宽b和模数计算纵向重合度计算载荷系数k根据=2.4438，7级精度，由图10-8查得动载系数 =1

30、.18，查表10-3得=1.4，由表10-2查得使用系数=1，从表10-4中以硬齿面齿轮拦查得小齿轮相对支承非对称布置，6级精度，1.34时由表10-4查得 =1.2945 考虑齿轮为7级精度取=1.304，故载荷系数为=11.181.41.3045 = 2.1550另由图10-13查得=1.23按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 =118.644mm 计算模数 3）按齿根弯曲疲劳强度设计 i确定参数 计算载荷系数=11.181.41.23=2.032 由图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳极限=770 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数， 计算弯曲许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则=

31、451（）=462（） 查取齿形系数，由表10-5查得=2.892，=2.2838 查取应力校正系数，由表10-5查得=1.5327，=1.7273 计算=0.00983=0.00854小齿轮的数值比较大根据纵向重合度=0.9588，以图10-28查得螺旋角影响系数=0.9设计计算 =6.680 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=8mm，已满足弯曲强度。但为同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径=118.644mm来计算应有的齿数。于是由=14.479若Z3取15，则ZV317，产生根切现象；若取=16,则既满足强度要求，

32、又满足工艺要求，故Z3取16，=53.76, 取534、计算几何尺寸1）计算中心距=282.701(mm)将中心距圆整为2832）按圆整后的中心距修正螺旋角因为值改变不多，故参数、等不必修正。 3）计算齿轮宽度B=0.8131.246=104.997mm圆整后取B4=106 mm，B3=112mm表2-6 第II对斜齿轮的参数及几何尺寸的计算公式名称符号计算公式结果小斜齿轮3小斜齿轮4螺旋角=12.7712.77法面模数8端面模数8.203法面压力角20端面压力角20.466法面齿距25.133法面基圆齿距25.780法面齿顶高系数1法面顶隙系数0.25分度圆直径131.248434.759基

33、圆直径122.964407.370齿顶高8齿根高10齿顶圆直径147.248450.759齿根圆直径111.248414.759当量齿数17.24957.1362.9 第三对齿轮 斜齿圆柱齿轮传动参考71）选定齿轮类型,精度等级,材料及齿数 按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。运输机一般为工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-98)。材料选择。两齿轮材料均选20MnVB，经渗碳后淬火后，齿面硬度达58-62HRC，齿芯部达300HBS，硬齿面齿轮硬度HRC3HRC4 。选小齿轮齿数Z5 = 17，大齿轮齿数Z6 = iz Z5 =2.94217=50.014，取Z6 =50

34、。 2）按齿面接触强度设计 由设计计算公式 i确定公式内的各计算数值试选载荷系数 Kt = 1.6 由图10-30选取区域系数Zh = 2.465 由图10-26得= 0.752 =0.86，则=+=1.612 小齿轮传递转矩T5=9792.022Nm由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8Mpa1/2由表10-7选取齿宽系数d = 0.8，初选螺旋角 = 10o由图10-21e查得大小齿轮的接触疲劳强度极限lim3 =lim4 = 1400 MPa由式10-13计算应力循环次数： = 60120（3830020）= 1.037109 = = 1.037109 / 2.942 = 0.3

35、52109 由图10-19查得接触疲劳寿命系数 = 0.89 = 0.91计算接触疲劳许用应力（失效概率1%，安全系数s = 1） 0.89 1400 = 1246MPa . 0.91 1400 = 1274 MPa =（1246 +1274）/ 2 = 1260 MPaii计算计算小齿轮分度圆直径 = 164.964mm计算圆周速度m/s计算齿宽b和模数计算纵向重合度计算载荷系数k根据=1.065，7级精度，由图10-8查得动载系数 =1.05，查表10-3得=1.4，由表10-2查得使用系数=1，从表10-4中以硬齿面齿轮拦查得小齿轮相对支承非对称布置，6级精度，1.34时=1.30考虑齿

36、轮为7级精度取=1.31，故载荷系数为 =11.051.41.31 = 1.9527 另由图10-13查得=1.25按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径=176.29 计算模数 3）按齿根弯曲疲劳强度设计 i确定参数 计算载荷系数=11.051.41.25=1.8375 由图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳极限=770 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数， 计算弯曲许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则=467.5（）=495（） 查取齿形系数，由表10-5查得=2.922，=2.319 查取应力校正系数，由表10-5查得=1.528，1.701 计算=0.00955=0.00797小齿轮

37、的数值比较大根据纵向重合度=0.763，以图10-28查得螺旋角影响系数=0.94ii设计计算 =9.422 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=10mm，已满足弯曲强度。但为同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径=176.29mm来计算应有的齿数。于是由=17.361 取=17,则=2.94217=504、计算几何尺寸计算中心距=340.168mm将中心距圆整为3402）按圆整后的中心距修正螺旋角=10因为值改变不多，故、等不必修正。 3）计算齿轮宽度B=0.8172.623=138.098mm圆整后取B6=140 mm，

38、B5=145mm表2-7 第对斜齿轮的参数及几何尺寸的计算公式名称符号计算公式结果小斜齿轮5小斜齿轮6螺旋角10法面模数10端面模数10.154法面压力角20端面压力角20.284法面齿距31.416法面基圆齿距31.9法面齿顶高系数1法面顶隙系数0.25分度圆直径172.618507.7基圆直径162.3435458.382齿顶高10齿根高12.5齿顶圆直径192.618528.861齿根圆直径147.617482.7当量齿数17.80052.3502.10 链轮的设计计算参考122101 圆环链链环的结构和规格表28 矿用高强度圆环链的规格和尺寸规格（）链环棒料直径节距宽度圆弧半径r链段尺

39、寸重量内宽a外宽b环数N长度公称公差公称公差最小最大公称公差公称公差2692260.5920.9318743.5-2.01110122.4414.72102 圆环链链轮的齿形参数和几何计算1、圆环链链轮的齿形参数对于矿用高强度圆环链链轮的齿廓曲线，国外推荐的有：直线、圆弧线和直线-圆弧线三种。从加工制造和啮合性能分析，直线齿廓加工简单，但齿高不宜过大，否则啮合时容易发生干涉；直线-圆弧线齿廓加工复杂，应用较少；圆弧线齿廓虽然加工也较复杂，但轮齿强度较高，齿高也可适当增大。所以，一般推荐使用圆弧线齿廓。2、圆环链链轮的齿形设计对于各种规格的圆环链，齿形设计的主要问题是：合理选择链轮齿数、正确计算链轮的节圆直径和齿廓圆弧半径等。1）、链轮齿数一般取为412。参照我国设计和引进的煤矿机械产品，选择。2）、链轮的节圆直径 3）、齿廓圆弧半径齿廓曲线的圆弧中心的坐标为： 式中 H链轮中心至平环底面的垂直距离。 链窝的长度增量，按表6-4-8选择