【正文】 8，結(jié)構(gòu)采用展開式，具有結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸要有較大的剛度。但是齒數(shù)增多則模數(shù)減小，輪齒的抗彎強(qiáng)度降低，因此，在滿足抗彎強(qiáng)度的條件下，宜取較多的齒數(shù)。運(yùn)用設(shè)計計算公式時，對于標(biāo)準(zhǔn)減速器，可先選定再用上式計算出相應(yīng)的值 。對于惰輪結(jié)合齒輪整體布置尺寸滿足安裝尺寸，且考慮在齒輪和之間使傳動比分配均勻，與齒輪的傳動比（一）齒輪和的設(shè)計： 按每天工作16小時，預(yù)期壽命10年，每年工作250天計算 齒 數(shù)：齒輪為電機(jī)出軸齒輪，轉(zhuǎn)速較高，考慮齒面膠合的危險性，在滿足抗彎強(qiáng)度的條件下，宜取較多的齒數(shù)。表613齒面接觸許用應(yīng)力 由171。 ，取m= 分度圓直徑， 齒輪中心距 按計算結(jié)果校核前面的假設(shè)是否正確： 齒輪節(jié)圓速度 ，由圖66查得：。由計算結(jié)果可知，工作應(yīng)力比許用應(yīng)力小（)MPa=,為了充分利用材料，可以把齒寬適當(dāng)減小，可以取齒輪齒寬為30mm,齒輪齒寬為35mm。 由171。,齒輪的齒寬為，則齒輪和的寬度為35mm。表613齒面接觸許用應(yīng)力 由171。 ,由171。圖618得：小齒輪齒形系數(shù) ：，大齒輪齒形系數(shù) ： 查171。機(jī)械設(shè)計187。機(jī)械設(shè)計187。機(jī)械設(shè)計187。 故：假設(shè)成立。 計算公式按式（611） 查171。機(jī)械設(shè)計187。中關(guān)于漸開線行星齒輪傳動的設(shè)計。機(jī)械設(shè)計手冊187。機(jī)械設(shè)計187。圖618得：太陽輪齒形系數(shù) ：，行星輪齒形系數(shù) ： 查171。查圖625得尺寸系數(shù)：，由式（614）取試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)： 彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)按表612，取。 由171。計算公式按171。圖620得：重合度系數(shù):。（五）低速級計算 低速級輸入轉(zhuǎn)矩 傳動比 計算過程同高速級（略） 設(shè)計計算結(jié)果：齒輪材料、熱處理及齒面硬度同高速級； 主要參數(shù)為：齒數(shù)，中心距，模數(shù),齒寬，變?yōu)橄禂?shù)，嚙合角， 行走箱減速部分設(shè)計 （一）齒輪和的設(shè)計 牽引傳動部分別布置在采煤機(jī)采空區(qū)一側(cè)的兩端，并與主機(jī)架組成一體。行走箱固定在行走減速箱上，為防止螺釘受剪力，以大止口和心軸座上的小止口定位，將牽引反力傳遞給行走減速箱殼體，整個聯(lián)接受力合理。在嚙合過程中，兩個相互作用的輪齒沿齒長方向以比圓周速度大得多的速度相互滾動，這有利于油膜的建立和輪齒間摩擦損耗的降低。 計算公式按《機(jī)械傳動設(shè)計手冊上》表（366） 由前面求得齒輪的轉(zhuǎn)矩：使用系數(shù)：查表344，取。 電動機(jī)給牽引Ⅰ （～) 式中 m—旋轉(zhuǎn)體質(zhì)量 K—系數(shù) —飛輪計算直徑(m) g—重力加速度， 液壓制動器的動制動轉(zhuǎn)矩大致為280kN。一般重要的、彎扭復(fù)合的軸采用這一方法進(jìn)行強(qiáng)度計算已經(jīng)足夠可靠。公式（244）對于按軸所受的轉(zhuǎn)矩來計算強(qiáng)度時，初步估算出軸的直徑，當(dāng)軸的材料為45鋼時，由表26選取A=110；當(dāng)軸的材料為合金鋼時，選取A=98?？紤]到C點(diǎn)和D點(diǎn)處為可能的危險截面，計算支點(diǎn)反力和C點(diǎn)D點(diǎn)的彎矩。由于圓柱滾子軸承需要成對使用，選用的軸承為調(diào)心滾子軸承（承載能力大，主要承受徑向載荷，也能承受任一方向的軸向載荷，適合在重載荷和振動載荷下工作，不能承受純軸向載荷，調(diào)心性好），選用GB/T 2881994軸承代號為22211CC/W33，基本尺寸為5510020，由于在軸的兩端要安裝密封圈要將軸在徑向開槽，設(shè)計軸的最小直徑需考慮這，此處軸Ⅱ為一心軸。 軸Ⅲ設(shè)計軸的材料選取為45鋼，材料處理與硬度與軸Ⅱ相同。 C點(diǎn)彎矩： D點(diǎn)彎矩： E點(diǎn)彎矩： （3）畫出垂直面受力圖，計算支點(diǎn)反力和C、D、E處的彎矩，畫出垂直面彎矩圖。考慮到D點(diǎn)處為可能的危險截面，計算支點(diǎn)反力和D點(diǎn)的彎矩。 軸VI的設(shè)計 軸VI為采煤機(jī)的行走輪的支撐軸，為一心軸，只承受彎矩而不傳遞轉(zhuǎn)矩的固定軸，此軸選用的材料為合金鋼，行走輪的寬度為76mm,行走齒輪的頂圓直徑615mm,行走齒輪的根圓直徑456mm。C截面彎矩應(yīng)力： C截面安全。 其它軸承的驗算過程與此類似，過程略。 二、潤滑
。mm； d—軸的直徑，mm； l—鍵的工作長度，mm；對于圓頭平鍵，由于鍵的端部不 承載 ，鍵的工作長度等于鍵的長度減去端部圓形頭部 長度l=Lb k—鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，mm，k=； —許用擠壓應(yīng)力，MPa,見表131； 則不可以采用普通平鍵聯(lián)接，應(yīng)采用花鍵聯(lián)接，花鍵軸查《機(jī)械設(shè)計手冊》選用矩形花鍵標(biāo)準(zhǔn)型為GB114487 8525810。本方案設(shè)計時，所用軸承有圓柱滾子軸承、調(diào)心滾子軸承、圓錐滾子軸承，各類軸承特點(diǎn)如下優(yōu)點(diǎn)：1） 圓柱滾子軸承：能承受較大的徑向載荷，只有NJ可以承受少量軸向載荷。按彎曲許用應(yīng)力校核軸VI的強(qiáng)度： （1）畫出軸的空間受力簡圖 將齒輪上受力簡化為集中力通過軸承中點(diǎn)作用于軸上，軸的支點(diǎn)反力也簡化為集中力通過軸承載荷中心O作用于軸上，和軸的兩端在箱體上的支撐點(diǎn)受力，軸的受力簡圖如下圖。 支點(diǎn)反力： D點(diǎn)彎矩： (4)求合成彎矩，畫出合成彎矩圖 D點(diǎn)合成彎距: (5)畫出轉(zhuǎn)矩T圖 （6）計算D處當(dāng)量彎矩，畫出當(dāng)量彎矩圖 (7)校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)彎矩大小及軸的直徑選定D截面進(jìn)行強(qiáng)度校核。 由表25當(dāng)45鋼，按表27插值法的 C截面抗彎截面系數(shù)： C截面當(dāng)量彎矩應(yīng)力： D截面當(dāng)量彎矩應(yīng)力： E截面當(dāng)量彎矩應(yīng)力： C、D、E截面均安全。齒輪的寬度為35mm,齒輪的寬度為50mm。 軸的轉(zhuǎn)矩 齒輪的圓周力: 徑向力： （2）畫出水平受力圖 計算支點(diǎn)反力，畫出水平彎矩圖。 支點(diǎn)反力： C點(diǎn)彎矩： D點(diǎn)彎矩： (4)求合成彎矩，畫出合成彎矩圖 C點(diǎn)合成彎距： D點(diǎn)合成彎距: (5)畫出轉(zhuǎn)矩T圖（6）計算C、D處當(dāng)量彎矩，畫出當(dāng)量彎矩圖 (7)校核軸的強(qiáng)度根據(jù)彎矩大小及軸的直徑選定C、D兩截面進(jìn)行強(qiáng)度校核。 軸Ⅰ的設(shè)計 由于齒輪的分度圓直徑較小為105mm,且載荷重為了使結(jié)構(gòu)強(qiáng)度高，使用壽命長，制造簡單，設(shè)計應(yīng)向齒輪軸方向設(shè)計，對齒輪，應(yīng)保證δ(2~)m,m為齒輪模數(shù),對齒輪最小壁厚δ的限制不滿足以上可以設(shè)計實(shí)心圓柱齒輪。機(jī)械設(shè)計187。 軸上零件的軸向固定常用方法： 運(yùn)用軸肩、軸環(huán)、軸伸、軸套、鎖緊擋圈、圓錐面、軸肩擋圈、彈性擋圈，緊定螺釘?shù)取? 尺寸系數(shù)：查圖3618， 螺旋角系數(shù)：查圖3623， 計算彎曲應(yīng)力： =101MPa 彎曲疲勞極限應(yīng)力： 安全系數(shù)： 校核結(jié)果，所定尺寸及參數(shù)滿足強(qiáng)度要求。在這種傳動中，輪齒在初接觸時是點(diǎn)狀的，但經(jīng)跑和后，輪齒將在包括全部齒高和大部分齒寬上接觸，雙圓弧圓柱齒輪傳動具有兩條嚙合線，這就進(jìn)一步提高了傳動的承載能力。 材料選取：小齒輪選用材料為45碳鋼調(diào)質(zhì)，軟齒面，硬度為180～217HBS，查圖3611及圖3612，；大齒輪即行走輪由于要與銷軌嚙合，磨損較重；且還需要適應(yīng)地表起伏不平的影響，有時齒面與銷軌嚙合的點(diǎn)太少，有時瞬時接觸應(yīng)力高達(dá)2000MPa，此時對行走輪的強(qiáng)度要求很高，所以材料選取為，齒面硬度為45～50HRC，滲碳淬火處理。銷軌輪與銷軌的正確嚙合，是由外牽引上的導(dǎo)向滑靴來保證。 由171。式（611） 查171。圖61圖613查得，代入，得：， 得： 由圖613查得重合度系數(shù) 由式（64） 為使用系數(shù)，取 為動載系數(shù)，取 為齒向載荷分布系數(shù)，取 為齒間載荷分配系數(shù)，取 由以上得 由表69確定彈性系數(shù)，前面求得， =349MPa由表611求得接觸疲勞強(qiáng)度計算的壽命系數(shù)為： 由171。 齒面接觸應(yīng)力： 齒輪節(jié)圓直徑 齒輪節(jié)圓速度 由圖66查得。圖619得：太陽輪應(yīng)力修正系數(shù)：，行星輪應(yīng)力修正系數(shù)： 查171。 由171。 = 模數(shù) 取 m= 未變位時 = 按預(yù)取嚙合角 ，可得ac傳動中心距變系數(shù) = 則中心距 = 取 ∴ 計算ac傳動的變位系數(shù) =按《機(jī)械設(shè)計手冊3》，在和之間，為綜合性能較好區(qū)，可用。擬用兩級中心輪輸入、行星架輸出的型式串聯(lián)，高速級采用中心輪和行星架浮動而內(nèi)齒輪固定的結(jié)構(gòu)，低速級采用僅中心輪浮動的結(jié)構(gòu)。機(jī)械設(shè)計187。圖618得：小齒輪齒形系數(shù) ：，大齒輪齒形系數(shù) ： 查171。機(jī)械設(shè)計187。機(jī)械設(shè)計187。 初步確定節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) ，重合度系數(shù)，由表69確定彈性系數(shù)。 比較，應(yīng)按小齒輪校核齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度 =彎曲疲勞強(qiáng)度足夠。圖619得：小齒輪應(yīng)力修正系數(shù)：，大齒輪應(yīng)力修正系數(shù)： 查171。圖614查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)。圖622查取齒輪材料接觸疲勞極限應(yīng)力，小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： ， 大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： ， 由表611求得接觸疲勞強(qiáng)度計算的壽命系數(shù)為： 由171。精度等級：同樣選擇6級精度校核齒輪和： 按每天工作16小時，預(yù)期壽命10年，每年工作250天計算 計算公式按式（6—8） 由前面求得= 查171。表613計算彎曲疲勞強(qiáng)度計算壽命系數(shù)： 由171。機(jī)械設(shè)計187。 ,由171。圖622查取齒輪材料接觸疲勞極限應(yīng)力(ML級），小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： ， 大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： ， 由表611求得接觸疲勞強(qiáng)度計算的壽命系數(shù)為： 由171。 計算公式按式（6—8） 由前面求得= 查171。 傳動為閉式齒輪傳動，為使結(jié)構(gòu)緊湊，由《機(jī)械設(shè)計》表6表66選擇大小齒輪的材料為40Cr鋼，表面淬火，二者為硬齒面齒輪，硬度為45～50HRC,力學(xué)性能=735 MPa，＝539Mpa，齒輪全為漸開線直齒輪，壓力角。對高速膠合危險性大的傳動，用大于等于25～27。在兩極臥式圓柱齒輪減速器中，按照高速級和低速級的大齒輪浸入油中的深度大致相等的原則，由計算得高速級傳動比選用3。8~10時，一般設(shè)計成兩級傳動。對于裝機(jī)功率在（600～1000）kw的采煤機(jī)，銷軌由圓柱銷（直徑55mm)與兩側(cè)厚鋼板焊接成節(jié)段(銷子節(jié)距125mm),每節(jié)銷軌長度是輸送機(jī)中部槽長度的一半（750mm)，銷軌接口與溜槽接口相互錯開。對底板起伏、工作面彎曲、煤層不規(guī)則等適應(yīng)性增強(qiáng)；⑥適應(yīng)采煤機(jī)在大傾角(可達(dá)54176。方案二綜合比較兩種方案，雖然兩者均可滿足傳動比要求，但方案二優(yōu)于方案一（1）在方案一中，第一級直齒傳動比較大，對整體潤滑不利，齒輪的壽命較短；兩級圓錐減速器制造安裝復(fù)雜，壽命較短、傳動效率較低、調(diào)整嚙合間隙較復(fù)雜，成本高，僅在傳動布置需要時才采用，且傳動比不及二級行星減速器的大，雙級行星減速器與定軸輪系相比，具有體積小，重量輕，傳動比范圍大，承載能力大、效率高和工作平穩(wěn)，軸向尺寸小等優(yōu)點(diǎn)，行星減速機(jī)構(gòu)采用雙浮動結(jié)構(gòu)，即太陽輪、行星架浮動，以補(bǔ)償制造和安裝誤差，使各行星輪均勻承擔(dān)載荷；第三級行走箱中方案一行走輪采用雙聯(lián)齒輪結(jié)構(gòu)比方案二結(jié)構(gòu)復(fù)雜，增大了行走箱尺寸。 ，機(jī)構(gòu)盡可能簡單 傳動鏈簡短，可使傳動環(huán)節(jié)和構(gòu)件數(shù)目減少，有利于降低制造費(fèi)用，減輕機(jī)器重量和減小外廓尺寸；另外可減少由于各零件的制