基于波導減速器的刮板輸送機-說明書

1、摘要刮板輸送機是一種有撓性牽引機構(gòu)的連續(xù)運輸機械。它的牽引機構(gòu)是刮板鏈，溜槽是它的承載裝置。驅(qū)動電動機經(jīng)液力偶合器，減速器而驅(qū)動饒過機頭鏈輪與機尾鏈輪進行無極閉合循環(huán)運行的刮板鏈，將作為承載機構(gòu)的溜槽中的煤炭推移到機頭的卸載點。刮板輸送機適用于煤炭傾角不超過25的采煤工作面，但對于以兼作采煤機運行軌道，與機組配合工作的刮板輸送機，當工作面傾角小于10時，要采取防滑措施，在采煤工作面的下順槽和聯(lián)絡(luò)眼也可使用刮板輸送機。 本次設(shè)計為基于波導減速器的刮板輸送機。主要設(shè)計內(nèi)容包括：液力偶合器的選型，波導減速器的設(shè)計，刮板的設(shè)計等幾大部分。根據(jù)要求共完成設(shè)計說明書（1本）圖紙6張。 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 言刮板輸送機在工作過程中要克服溜槽與刮板鏈及煤炭之間的滑動磨擦阻力，與相同運量和運距的帶式輸送機相比，刮板輸送機的電機容量和電耗要大得多。但是它具有帶式輸送機所沒有的優(yōu)點，如它的結(jié)構(gòu)強度高，機身低矮，可以彎曲，能微壓測高采煤機工作面較惡劣的工作條件，并可作為采煤機的運行軌道，有時還作為移置液壓支架的支點推移刮板輸送機時，鏟煤板可自動清掃機浮煤；擋煤板后面有安裝電纜、水管的槽架，并加電纜、水管起保護作用，推移輸送機時，電纜、水管同時移動。所以，刮板輸送機現(xiàn)在仍是

6、緩傾斜長壁式采煤工作面唯一的煤炭運輸設(shè)備。經(jīng)過多年的改進和發(fā)展，現(xiàn)在的刮板輸送機隨著高產(chǎn)、高效工作的提出，發(fā)展了大運量、長距離、大功率的刮板機很重要，以刮板機的配套成型設(shè)備為核心，根據(jù)生產(chǎn)實際和預(yù)選的數(shù)據(jù)，以實用、經(jīng)濟、高效、可靠為原則，對刮板機系統(tǒng)的各個組成部件進行科學、詳細的計算，標準部件的選型，另外計算非標設(shè)備尺墳，對所設(shè)計的參婁、尺寸進行騅、調(diào)整，選擇一套合適方案。在本次設(shè)計中，得到了翟老師和同學們的大力幫助，在此表示感謝。由于本人水平有限，其中難免存在問題和缺點，敬請各位老師和同學批評指正。目 錄1.設(shè)計原始參數(shù)-12.設(shè)計計算-22.1輸送能力，電動機功率，刮板鏈強度選型計算-22

7、.2 傳動系統(tǒng)的方案設(shè)計-42.3 液力耦合器的選型-52.4 軸承型號的選擇-62.5系統(tǒng)轉(zhuǎn)速，扭矩和功率計算-82.6 減速器的總速比分配-92.7擺線齒錐齒輪的主要參數(shù)初算-102.8第二對斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算-202.9 第三對齒輪 斜齒圓柱齒輪傳動-242.10 鏈輪的設(shè)計計算-292.11軸的校核-322.11.1齒輪受力分析及計算-322.11.2 軸的校核-343 鏈輪組件-374 中部槽及附屬部件-37參考文獻-381設(shè)計原始參數(shù)1.刮板機輸送機計算示意圖參見圖2-361 索引速度Vo=4.6m/min煤層傾角主機生產(chǎn)能力工作面長度2鏈速鏈單位長度質(zhì)量一秒圓環(huán)鏈的破斷拉力3

8、減速器的總速比為參考模數(shù)為4電動機參考功率，轉(zhuǎn)速5液力偶合器的轉(zhuǎn)差率為6軸承壽命不低于5000小時2設(shè)計計算2.1 輸送能力，電動機功率，刮板鏈強度選型計算參考1初選刮板輸送機形式為圓環(huán)鏈 規(guī)格：中雙鏈 26 92(C級)刮板機中部槽截面圖：83010585 圖21表21中部槽外形尺寸/mm 配一用電動機參數(shù)與功率（臺數(shù) k）長寬1601）.輸送能力的計算：裝運煤的幾何面積A按上圖計算，由其幾何關(guān)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中部槽應(yīng)具有的裝載

9、斷面積A裝載系數(shù)取1，由下式計算得：由計算知，當采煤機的運行方向與刮板鏈 運行方向相同時，中部槽的實際裝煤斷面按裝滿系數(shù)為0.9計算：A= 0.15002 0.9 = 0.135 m2此值比A1稍小，尚可以用。當采煤機的運行方向與刮板鏈運行方向相反時，滿足要求。 2) 為簡化計算，中部槽單位長度上的裝煤量只按鏈速計算，即 3) 計算重.空段的運行阻力，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）參照式（229）的條件，確定最小張力點：Fzh- Fk=-67243=727470判定刮板鏈最小張力在“3”點。5）取最小張力為0，用逐點計算法求刮板鏈在各點的張力為：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）計算所需電機功率，取傳動系統(tǒng)的效率為0.85 ，繞經(jīng)驅(qū)動輪的阻力系數(shù)為0.

11、045上驅(qū)動電機功率：將上述動率計算值各加20%的備用量，得上端電動機功率為145.2 kw，下端電動機功率為140.4 kw。因此配備2160 kw電動機雙頭驅(qū)動能滿足。7）刮板鏈的安全系數(shù)，查得2692的C級圓環(huán)鏈的破斷拉力為Fd =850 kw，中雙鏈負荷分配不均勻系數(shù)取0.9，則3.5由計算結(jié)果知，所設(shè)計的刮板輸送機在給定條件下適用。2.2 傳動系統(tǒng)的方案設(shè)計表22名稱方案優(yōu)缺點選擇結(jié)果聯(lián)軸器液力耦合器使電動機輕載啟動；有過載保護功能，減緩傳動系統(tǒng)的沖擊和振動，多電機驅(qū)動能使各電機負荷較均勻選用垂直式按我國原煤炭部MT14888標準規(guī)定，以后新設(shè)計的刮板輸送機減速器應(yīng)為平行布置減速器復(fù)

12、合式平行分部式三級圓錐圓柱齒輪減速器用于30kW以下的減速器整體式用于單機功率為4075kW的減速器單機單機功率90kW以上的減速器優(yōu)點：當輪齒磨損后可以只更換鏈輪而不更換滾筒缺點：連接筒螺栓銹死時，很難拆卸選用鏈輪剖分式拆裝維修方便選用中單鏈因鏈環(huán)尺寸大，所用鏈輪直徑增大，機頭機尾的高度相應(yīng)增加，拉煤能力不如邊雙鏈，特別是對大塊較多的硬煤刮板鏈中雙鏈能較好的克服邊雙鏈受力不均的缺點選用邊雙鏈優(yōu)點：拉煤能力強缺點：邊雙鏈兩條鏈受力不均，特別是中部槽在彎曲狀態(tài)下運行更為嚴重 圖22（a）這種方式布置，輸送機能夠更好的推向煤壁，把機頭傳動裝置布置在采空區(qū)一側(cè)，可使采煤機盡量不開或少開缺口，有利于提

13、高采煤效率。 圖22（b）此種方式布置，就不具備上述布置方式的優(yōu)點，故沒有采用。2.3液力耦合器的選型限矩型液力偶合器的選型匹配原則： 滿足使用環(huán)境要求：煤礦井下為易燃易爆場合，應(yīng)選用水介質(zhì)偶合器； 滿足工作機使用要求：因?qū)^載保護嚴格要求，選擇動壓泄液式偶合器； 滿足動力機匹配要求； 滿足安裝連接要求； 滿足經(jīng)濟適用要求。限矩型液力偶合器的選型匹配內(nèi)容：限矩型液力偶合器的型式選擇限矩型液力偶合器的規(guī)格（有效直徑）選擇：方法：查表法（查功率圖譜法）圖中：橫坐標為偶合器輸入功率縱坐標為偶合器傳遞功率確定 電動機型號為KBY680-160型 功率 / Kw 2160Kw 電壓 1140 V 轉(zhuǎn)速

14、1470 r/min（由于已選定水介質(zhì)液力偶合器，因水的密度約為油的密度的1.15倍，選型時，將所傳遞的功率除以1.15倍，即 160 Kw / 1.15 = 139.13 Kw ）在圖中由功率139 Kw 坐標點處向右劃線，由1470 r/min 坐標點處向上劃線，兩線的交點落于 YOX560型的功率帶內(nèi)，所以選擇YOX560型液力偶合器。2.4軸承型號的選擇本次畢業(yè)設(shè)計所設(shè)計的SGZ830/264型刮板輸送機的機頭部和機尾部，除了機尾架較機頭架稍短些外，它們的結(jié)構(gòu)基本上是相同的，它們在機架上都安裝有傳動裝置（減速器、液力耦合器、電動機）、鏈輪組件、盲軸以及其它附屬裝置?，F(xiàn)就刮板輸送機介紹其

15、相關(guān)部件。 SGZ830/264型刮板輸送機的減速器結(jié)構(gòu)如左驅(qū)動部裝圖所示。它是三級圓錐圓柱齒輪減速器。其第一對齒輪為“克”制圓弧錐齒輪，齒數(shù)比為9：31，第二對和第三對齒輪皆為斜齒圓柱齒輪，齒數(shù)比分別為16：51和17：48。 減速器的所有零件都安裝在球墨鑄鐵的減速箱的殼體內(nèi)，殼體由上、下箱體組成，系對稱結(jié)構(gòu)，以適應(yīng)左右工作面和機頭、機尾傳動裝置的需要。 其各軸的組裝情況如下： 圖27 軸1圓弧錐齒輪軸3、6滾動軸承；2端蓋；5軸承套；在圓弧錐齒輪軸上2裝有雙列圓錐滾子軸承（32317）3、單列調(diào)心滾子軸承（22319C/W33）4。 圖28 軸軸斜齒輪；2圓弧錐齒輪；3鍵；4鍵；5偏心套；

16、6滾動軸承 軸斜齒輪兩端各安裝有單列圓錐滾子軸承（32317）29 軸1擋環(huán)；2斜齒輪；3鍵；4軸齒輪；5滾動軸承軸斜齒輪兩端各安裝有單列圓錐滾子軸承（32320） 圖210 軸1滾動軸承；2擋環(huán)；3斜齒輪；4軸承套；5花鍵軸； 軸斜齒輪兩端各安裝有單列圓錐滾子軸承（32320）2.5系統(tǒng)轉(zhuǎn)速，扭矩和功率計算參考121 轉(zhuǎn)速計算已知，總傳動比I = 34.67 傳動比的分配如下： ig = 3.5 iz = 3.36 id = 2.942 因而，當電動機的額定轉(zhuǎn)速n=1470 r/min 和液力偶合器的轉(zhuǎn)差率S=4%時，各級齒輪軸的轉(zhuǎn)速為： 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分別為軸、軸、軸、軸的轉(zhuǎn)速，r/min2 效率計算 在機械傳動中，各級傳動效率的概略值可查表確定。如圖所示的齒輪傳動系統(tǒng)，由表查得：各級齒輪傳動的效率1 =0.95，2 =3 =0.97；一對滾子軸承的效率g=0.98；液力偶合器的效率=0.96。因而，由電動機到各級齒輪軸的傳動效率為： =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. 功率計算如圖所示的齒輪傳動系統(tǒng)，當電動機的額定輸出功率P=160kW時，各級齒輪軸上的功為：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.轉(zhuǎn)矩計算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. 將傳動裝置的運動和動力參數(shù)列于下表表24軸號功率P（kW）轉(zhuǎn)速n（r/min）轉(zhuǎn)矩T（n*m）I150.561411.21018.78II131.89402.283122.94III123.0541209792.0

20、22IV97.45940.7922815.2982.6減速器的總速比分配參考9 已知減速器的總速比為34.67因為刮板輸送機對減速器的運動精度要求不是很高，同時由于礦下空間資源緊張和所設(shè)計輸送機的運輸能力較大，從而必定有較大的轉(zhuǎn)矩，所以在優(yōu)先考慮體積、轉(zhuǎn)矩等因素的同時，適當考慮運動精度的影響，盡量使所設(shè)計的減速器的體積更為緊湊，轉(zhuǎn)矩盡量減小，同時查閱資料，吸收前人經(jīng)驗，最終確定各級減速比如下：表23齒 輪 對名 稱速 比第 一 對圓弧錐齒輪3.5第 二 對斜圓柱齒輪3.36第 三 對斜圓柱齒輪2.94227 擺線齒錐齒輪的主要參數(shù)初算參考6表251 主要參數(shù)初算序號名稱代號/單位計算公式和說明

21、計算結(jié)果1原始參數(shù)軸交角902傳動比和齒數(shù)比理論值3.53主動小齒輪轉(zhuǎn)速1411.24主動小齒輪轉(zhuǎn)矩1018.785大輪大端節(jié)圓直徑424.166取4256大輪大端節(jié)錐角初值74.0557大輪大端節(jié)錐距初值2218齒寬669參考點法向模數(shù)8.010參考點螺旋角初值3511小輪齒數(shù)9.197取912大輪齒數(shù)3213齒數(shù)比3.5614傳動比誤差百分數(shù)1.7115大輪節(jié)錐角74.3116參考點螺旋角35.36表252幾何參數(shù)計算的原始參數(shù)1名稱代號/單位說明結(jié)果2法向壓力角203齒頂高系數(shù)=114頂隙系數(shù)=0.250.255法向齒側(cè)間隙0.3266小輪旋轉(zhuǎn)方向根據(jù)主動齒輪旋轉(zhuǎn)方向選擇螺旋方向左旋7大

22、輪旋轉(zhuǎn)方向右旋8分錐角修正量初值=009銑齒機型號AMK630 “克”制銑刀盤名義半徑135刀齒組數(shù)5刀齒模數(shù)8小輪高變位系數(shù)初值0.554小輪切向變位系數(shù)初值0.1表253節(jié)錐面參數(shù)、冠輪參數(shù)計算及齒面刮傷和槽底留埂檢查序號名稱代號/單位計算公式和說明計算結(jié)果 節(jié)錐面參數(shù)1大輪節(jié)錐角74.312小輪節(jié)錐角15.73小輪大端節(jié)圓直徑119.384小輪參考點節(jié)圓直徑101.085大輪參考點節(jié)圓直徑359.3966冠輪齒數(shù)33.2407冠輪大端錐距220.7248冠輪參考點錐距187.7249冠輪小端錐距154.72410刀齒方向角9.80911刀位179.41112刀位值適應(yīng)范圍檢查0179.4

23、1188.868.56 小端刮傷和槽底留埂檢查21法截面內(nèi)最大齒槽寬初的錐距204.92922冠輪齒頂高10238.07927刀頂寬對于“克”制的萬能刀齒28小端齒面無刮傷檢查29齒槽底不留埂檢查表254高變位系數(shù)、小齒輪根切校核、齒高和分錐角序號名稱代號/單位計算公式和說明結(jié)果高變位系數(shù)1端面當量齒輪基圓螺旋角32.9432法面當量小齒輪齒數(shù)17.4663法面當量大齒輪齒數(shù)206.0194高變位系數(shù)0.5545法面當量小齒輪齒頂壓力角53.4196法面當量大齒輪齒頂壓力角15.806小齒輪根切校核7小輪小端法面當量齒數(shù)12.8228小輪最小高變位系數(shù)“克”制0.5549小輪高變位系數(shù)最終值當

24、時，值不變當時，取0.554齒高和分錐角10小輪齒頂高12.43211大輪齒頂高3.56812全齒高1813小輪分錐角15.714大輪分錐角74.31表255 小輪齒頂變尖檢查及齒頂?shù)蛊滦蛱柮Q代號/單位計算公式和說明計算結(jié)果小輪小端齒頂變尖檢查1小輪小端法面當量齒輪頂圓直徑112.8422小輪小端齒頂法向壓力角23.9363小輪小端法向節(jié)圓齒厚半角0.1234小輪小端法向齒頂厚半角5小輪小端法向齒頂厚6小輪小端法向齒頂變尖檢查當小輪小端齒頂?shù)蛊?KK=0（初值）0.8倒坡后小輪小端頂圓直徑108.9369小輪小端齒頂法向壓力角36.376100.0408711=4.452122.052113

25、014K0.156615參考點法面當量小齒輪頂圓直徑164.43216參考點法面當量小齒輪頂壓力角37.01117參考點法面當量小輪分度圓齒厚半角0.11918參考點法面當量小輪齒頂厚半角0.012719參考點法面當量小輪齒頂厚2.09220倒坡后小輪齒頂寬減少量38.65221小輪倒坡部分的頂錐角17.55622倒坡寬度38.653表256 擺線錐齒輪的幾何尺寸序號名稱代號/單位計算公式和說明計算結(jié)果1小輪大端頂圓直徑143.3162大輪大端頂圓直徑426.9303分錐齒寬664倒坡前小輪小端頂圓直徑107.5975倒坡后小輪小端頂圓直徑106.9196大輪小端頂圓直徑299.8487小輪節(jié)

26、錐頂至大端節(jié)圓心的距離212.3548大輪節(jié)錐頂至大端節(jié)圓心的距離59.6919無倒坡小輪軸向齒寬6410倒坡后小輪軸向齒寬6311大輪軸向齒寬6412小輪冠頂距208.99013大輪冠頂距56.25614小輪安裝距由設(shè)計圖確定15大輪安裝距由設(shè)計圖確定16小輪輪冠距17大輪輪冠距18小輪參考點法向分度圓弧齒厚14.83019大輪參考點法向分度圓弧齒厚8.186表257 擺線錐齒輪的幾何參數(shù) 序號名稱代號/單位小齒輪大齒輪計算結(jié)果計算結(jié)果1齒數(shù)9322軸交角3參考點法向模數(shù)84齒寬665螺旋方向左旋右旋6螺旋角7法向壓力角8齒頂高系數(shù)19頂隙系數(shù)0.2510齒側(cè)間隙0.32611高變位系數(shù)0.

27、554-0.55412切向變位系數(shù)0.1-0.113分錐角修正量0014大端節(jié)圓直徑、119.3842515大端理論頂圓直徑、143.36426.9316小端理論頂圓直徑、106.919299.84817小輪倒坡頂錐角18小輪倒坡寬度38.65319節(jié)錐角、20分錐角、21齒頂高、12.4323.56822全齒高1823參考點法向分度圓弧齒厚、14.8308.18624安裝距、25輪冠距、2.8第二對斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算參考7選定齒輪類型,精度等級,材料及齒數(shù)按圖所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。運輸機一般為工作機器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-98)。材料選擇。兩齒輪材料

28、均選20MnVB，經(jīng)滲碳后淬火后，齒面硬度達58-62HRC，齒芯部達300HBS，硬齒面齒輪硬度HRC3HRC4 。選小齒輪齒數(shù)Z3 = 17，大齒輪齒數(shù)Z4 = iz Z3 =3.3617=57.12，取Z4 =57。 2）按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計計算公式 i確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù) Kt = 1.8 由表10-7選取齒寬系數(shù)d = 0.8，初選螺旋角 = 12.5o 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Zh = 2.445 由圖10-26得= 0.740, =0.855，則=+=1.595由圖10-21e查得大小齒輪的接觸疲勞強度極限lim3 =lim4 = 1400 MPa由表10-

29、6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8 MPa由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： = 60402.28（3830020）= 3.476109 = = 1.083109 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) = 0.875 = 0.895計算接觸疲勞許用應(yīng)力（失效概率1%，安全系數(shù)s = 1） 0.875 1400 = 1225 MPa 0.89 1400 = 1246 MPa =（1225 +1253）/ 2 = 1235.5 MPaii計算計算小齒輪分度圓直徑 = 111.835mm計算圓周速度計算齒寬b和模數(shù)計算縱向重合度計算載荷系數(shù)k根據(jù)=2.4438，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù) =1

30、.18，查表10-3得=1.4，由表10-2查得使用系數(shù)=1，從表10-4中以硬齒面齒輪攔查得小齒輪相對支承非對稱布置，6級精度，1.34時由表10-4查得 =1.2945 考慮齒輪為7級精度取=1.304，故載荷系數(shù)為=11.181.41.3045 = 2.1550另由圖10-13查得=1.23按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 =118.644mm 計算模數(shù) 3）按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 i確定參數(shù) 計算載荷系數(shù)=11.181.41.23=2.032 由圖10-20d查得齒輪的彎曲疲勞極限=770 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)， 計算彎曲許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則=

31、451（）=462（） 查取齒形系數(shù)，由表10-5查得=2.892，=2.2838 查取應(yīng)力校正系數(shù)，由表10-5查得=1.5327，=1.7273 計算=0.00983=0.00854小齒輪的數(shù)值比較大根據(jù)縱向重合度=0.9588，以圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.9設(shè)計計算 =6.680 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=8mm，已滿足彎曲強度。但為同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=118.644mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由=14.479若Z3取15，則ZV317，產(chǎn)生根切現(xiàn)象；若取=16,則既滿足強度要求，

32、又滿足工藝要求，故Z3取16，=53.76, 取534、計算幾何尺寸1）計算中心距=282.701(mm)將中心距圓整為2832）按圓整后的中心距修正螺旋角因為值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。 3）計算齒輪寬度B=0.8131.246=104.997mm圓整后取B4=106 mm，B3=112mm表2-6 第II對斜齒輪的參數(shù)及幾何尺寸的計算公式名稱符號計算公式結(jié)果小斜齒輪3小斜齒輪4螺旋角=12.7712.77法面模數(shù)8端面模數(shù)8.203法面壓力角20端面壓力角20.466法面齒距25.133法面基圓齒距25.780法面齒頂高系數(shù)1法面頂隙系數(shù)0.25分度圓直徑131.248434.759基

33、圓直徑122.964407.370齒頂高8齒根高10齒頂圓直徑147.248450.759齒根圓直徑111.248414.759當量齒數(shù)17.24957.1362.9 第三對齒輪 斜齒圓柱齒輪傳動參考71）選定齒輪類型,精度等級,材料及齒數(shù) 按圖所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。運輸機一般為工作機器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-98)。材料選擇。兩齒輪材料均選20MnVB，經(jīng)滲碳后淬火后，齒面硬度達58-62HRC，齒芯部達300HBS，硬齒面齒輪硬度HRC3HRC4 。選小齒輪齒數(shù)Z5 = 17，大齒輪齒數(shù)Z6 = iz Z5 =2.94217=50.014，取Z6 =50

34、。 2）按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計計算公式 i確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù) Kt = 1.6 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Zh = 2.465 由圖10-26得= 0.752 =0.86，則=+=1.612 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩T5=9792.022Nm由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8Mpa1/2由表10-7選取齒寬系數(shù)d = 0.8，初選螺旋角 = 10o由圖10-21e查得大小齒輪的接觸疲勞強度極限lim3 =lim4 = 1400 MPa由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： = 60120（3830020）= 1.037109 = = 1.037109 / 2.942 = 0.3

35、52109 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) = 0.89 = 0.91計算接觸疲勞許用應(yīng)力（失效概率1%，安全系數(shù)s = 1） 0.89 1400 = 1246MPa . 0.91 1400 = 1274 MPa =（1246 +1274）/ 2 = 1260 MPaii計算計算小齒輪分度圓直徑 = 164.964mm計算圓周速度m/s計算齒寬b和模數(shù)計算縱向重合度計算載荷系數(shù)k根據(jù)=1.065，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù) =1.05，查表10-3得=1.4，由表10-2查得使用系數(shù)=1，從表10-4中以硬齒面齒輪攔查得小齒輪相對支承非對稱布置，6級精度，1.34時=1.30考慮齒

36、輪為7級精度取=1.31，故載荷系數(shù)為 =11.051.41.31 = 1.9527 另由圖10-13查得=1.25按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑=176.29 計算模數(shù) 3）按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 i確定參數(shù) 計算載荷系數(shù)=11.051.41.25=1.8375 由圖10-20d查得齒輪的彎曲疲勞極限=770 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)， 計算彎曲許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則=467.5（）=495（） 查取齒形系數(shù)，由表10-5查得=2.922，=2.319 查取應(yīng)力校正系數(shù)，由表10-5查得=1.528，1.701 計算=0.00955=0.00797小齒輪

37、的數(shù)值比較大根據(jù)縱向重合度=0.763，以圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.94ii設(shè)計計算 =9.422 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=10mm，已滿足彎曲強度。但為同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=176.29mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由=17.361 取=17,則=2.94217=504、計算幾何尺寸計算中心距=340.168mm將中心距圓整為3402）按圓整后的中心距修正螺旋角=10因為值改變不多，故、等不必修正。 3）計算齒輪寬度B=0.8172.623=138.098mm圓整后取B6=140 mm，

38、B5=145mm表2-7 第對斜齒輪的參數(shù)及幾何尺寸的計算公式名稱符號計算公式結(jié)果小斜齒輪5小斜齒輪6螺旋角10法面模數(shù)10端面模數(shù)10.154法面壓力角20端面壓力角20.284法面齒距31.416法面基圓齒距31.9法面齒頂高系數(shù)1法面頂隙系數(shù)0.25分度圓直徑172.618507.7基圓直徑162.3435458.382齒頂高10齒根高12.5齒頂圓直徑192.618528.861齒根圓直徑147.617482.7當量齒數(shù)17.80052.3502.10 鏈輪的設(shè)計計算參考122101 圓環(huán)鏈鏈環(huán)的結(jié)構(gòu)和規(guī)格表28 礦用高強度圓環(huán)鏈的規(guī)格和尺寸規(guī)格（）鏈環(huán)棒料直徑節(jié)距寬度圓弧半徑r鏈段尺

39、寸重量內(nèi)寬a外寬b環(huán)數(shù)N長度公稱公差公稱公差最小最大公稱公差公稱公差2692260.5920.9318743.5-2.01110122.4414.72102 圓環(huán)鏈鏈輪的齒形參數(shù)和幾何計算1、圓環(huán)鏈鏈輪的齒形參數(shù)對于礦用高強度圓環(huán)鏈鏈輪的齒廓曲線，國外推薦的有：直線、圓弧線和直線-圓弧線三種。從加工制造和嚙合性能分析，直線齒廓加工簡單，但齒高不宜過大，否則嚙合時容易發(fā)生干涉；直線-圓弧線齒廓加工復(fù)雜，應(yīng)用較少；圓弧線齒廓雖然加工也較復(fù)雜，但輪齒強度較高，齒高也可適當增大。所以，一般推薦使用圓弧線齒廓。2、圓環(huán)鏈鏈輪的齒形設(shè)計對于各種規(guī)格的圓環(huán)鏈，齒形設(shè)計的主要問題是：合理選擇鏈輪齒數(shù)、正確計算鏈輪的節(jié)圓直徑和齒廓圓弧半徑等。1）、鏈輪齒數(shù)一般取為412。參照我國設(shè)計和引進的煤礦機械產(chǎn)品，選擇。2）、鏈輪的節(jié)圓直徑 3）、齒廓圓弧半徑齒廓曲線的圓弧中心的坐標為： 式中 H鏈輪中心至平環(huán)底面的垂直距離。 鏈窩的長度增量，按表6-4-8選擇