【正文】 由171。機械設(shè)計187。 取。 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。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)： 彎曲疲勞強度安全系數(shù)按表612，取。表613計算彎曲疲勞強度計算壽命系數(shù)： 由171。圖620得：重合度系數(shù)： 按式（614）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 《機械設(shè)計手冊》： 太陽輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： ， 行星輪轉(zhuǎn)速： 行星輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： ， 由171。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。圖618得：太陽輪齒形系數(shù) ：，行星輪齒形系數(shù) ： 查171。 計算公式按式（611） 查171。圖61圖613查得，代入，得，得，查得 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)（其中均為硬齒面），則 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，u=。 由171。機械設(shè)計187。 取。 分度圓直徑： 齒頂圓直徑： 對于、齒高變動系數(shù) 取 則 對于內(nèi)嚙合齒輪 齒高變動系數(shù) 當時， 齒輪節(jié)圓直徑 齒輪節(jié)圓速度 由圖66查得。 = 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《機械設(shè)計手冊3》，在和之間，為綜合性能較好區(qū)，可用。機械設(shè)計手冊187。兩級都用相同的材料搭配。為提高承載能力，兩級均采用變位齒輪傳動，要求外嚙合左右，內(nèi)嚙合左右。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)。中關(guān)于漸開線行星齒輪傳動的設(shè)計。設(shè)計過程參考171。 比較， ，應(yīng)按小齒輪校核齒輪彎曲疲勞強度 =彎曲疲勞強度足夠。機械設(shè)計187。機械設(shè)計187。圖620得：重合度系數(shù)： 按式（614）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 按圖624查齒輪材料彎曲疲勞極限應(yīng)力：。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618得：小齒輪齒形系數(shù) ：，大齒輪齒形系數(shù) ： 查171。 計算公式按式（611） 查171。圖61圖613查得，代入，得， 由式（64） 由式（67） =975MPa齒輪接觸疲勞強度安全。由171。機械設(shè)計187。 故：假設(shè)成立。P201對于圓柱齒輪傳動，為了避免安裝時軸向錯位不能保證設(shè)計要求的輪齒接觸寬度，常將小齒輪齒寬加大5～10mm。 取小齒輪寬度，大齒輪寬度（171。機械設(shè)計187。機械設(shè)計187。機械設(shè)計187。機械設(shè)計187。 初步確定節(jié)點區(qū)域系數(shù) ，重合度系數(shù)，由表69確定彈性系數(shù)。機械設(shè)計187。取，在誤差允許范圍內(nèi)。同時，齒數(shù)多則模數(shù)小，齒頂圓直徑小。 比較，應(yīng)按小齒輪校核齒輪彎曲疲勞強度 =彎曲疲勞強度足夠。機械設(shè)計187。機械設(shè)計187。圖620得：重合度系數(shù)： 按式（614）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 按圖624查齒輪材料彎曲疲勞極限應(yīng)力：。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618得：小齒輪齒形系數(shù) ：，大齒輪齒形系數(shù) ： 查171。 計算公式按式（611） 查171。機械設(shè)計187。圖614查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)。 ,由171。表612查取安全系數(shù)。圖623查取工作硬化系數(shù),由171。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求得接觸疲勞強度計算的壽命系數(shù)為： 由171。表613齒面接觸許用應(yīng)力 由171。 由171。表610，硬齒面齒輪，兩軸承之間非對稱布置，取齒寬系數(shù)=，由表67查得使用系數(shù)： =，由圖66a試取動載荷系數(shù)=，由圖68：按齒輪在兩軸承中間非對稱布置，取=，由表68：按齒面硬化，直齒輪，6級精度，齒間載荷分配系數(shù)=。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。,齒輪的齒寬為，則齒輪和的寬度為35mm。（二）齒輪的設(shè)計：齒輪的齒數(shù)，取齒數(shù)為52，在允許取值范圍之內(nèi)。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)： 彎曲疲勞強度安全系數(shù)按表612，取。表613計算彎曲疲勞強度計算壽命系數(shù)： 由171。 由171。機械設(shè)計187。機械設(shè)計187。機械設(shè)計187。由計算結(jié)果可知，工作應(yīng)力比許用應(yīng)力?。?MPa=,為了充分利用材料，可以把齒寬適當減小，可以取齒輪齒寬為30mm,齒輪齒寬為35mm。機械設(shè)計187。圖614查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)。 ,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：。表612查取安全系數(shù)。圖623查取工作硬化系數(shù),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求得接觸疲勞強度計算的壽命系數(shù)為： 由171。表613齒面接觸許用應(yīng)力 由171。 由171。表610，硬齒面齒輪，兩軸承之間非對稱布置，取齒寬系數(shù)=，由表67查得使用系數(shù)： =，由圖66a試取動載荷系數(shù)=，由圖68：按齒輪在兩軸承中間非對稱布置，取=，由表68：按齒面硬化，直齒輪，6級精度，齒間載荷分配系數(shù)=。 計算公式按式（6—8） 由前面求得= 查171。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，在滿足抗彎強度的條件下，宜取較多的齒數(shù)。 3）使減速器獲得最小的外形尺寸和重量。 分配傳動比的基本原則是： 1）使各級傳動的承載能力接近相等（一般指齒面接觸強度）。 傳動為閉式齒輪傳動，為使結(jié)構(gòu)緊湊，由《機械設(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,力學性能=735 MPa，＝539Mpa，齒輪全為漸開線直齒輪，壓力角。運用設(shè)計計算公式時，對于標準減速器，可先選定再用上式計算出相應(yīng)的值 。圓柱齒輪齒寬系數(shù)的薦用值列于下表。初步確定模數(shù)時，一般對于軟齒面齒輪（齒面硬度≤350HBS）外嚙合傳動，m =（～）a ；對于硬齒面齒輪（齒面硬度350HBS）外嚙合傳動m =（～）a； 載荷平穩(wěn)，中心距大的取小值，反之取大值。對高速膠合危險性大的傳動，用大于等于25～27。但是齒數(shù)增多則模數(shù)減小，輪齒的抗彎強度降低，因此，在滿足抗彎強度的條件下，宜取較多的齒數(shù)。mm)轉(zhuǎn)速（r/min)Ⅰ軸40Ⅱ軸Ⅲ軸Ⅳ軸Ⅴ軸Ⅵ軸33 二級圓柱齒輪的設(shè)計計算一、 齒輪設(shè)計原則單級圓柱齒輪減速器，直齒，斜齒；兩級圓柱齒輪減速器～60；雙級行星減速器14～160.當中心距一定時，齒數(shù)取的越多，則重合度增大，改善了傳動的平穩(wěn)性。 （3）第三級傳動為一級齒輪減速，由于為低速級齒輪，載荷較大，尺寸較大，選用的傳動比較小為i=,齒輪為圓弧齒輪與擺線齒輪嚙合。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。 （1）第一級為高速級二級直齒輪傳動，傳動比為i=8~60,選用傳動比范圍內(nèi)較小的值，選用i=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。（5）保證機器安全運轉(zhuǎn)。這種逐級減速的方法，可使各級中間軸由較高的轉(zhuǎn)速和較小轉(zhuǎn)矩，軸和軸上的零件尺寸就可以縮小，從而獲得較為緊湊的結(jié)構(gòu)。8~10時，一般設(shè)計成兩級傳動。 （1）各級傳動均有一個合理使用的傳動比范圍，每一級傳動的傳動比宜在該種傳動的常用范圍內(nèi)選取，一般不應(yīng)超過。當齒數(shù)過少時：傳動的不均勻性和動載荷增大；當齒數(shù)過多時：增大傳動尺寸。第三章 采煤機牽引部的設(shè)計計算 系統(tǒng)總傳動比的確定設(shè)計先從行走輪算起，確定行走輪齒數(shù)：行走輪齒數(shù)的多少對于傳動的平穩(wěn)性和使用壽命均有很大的影響。對于裝機功率在（600～1000）kw的采煤機，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)銷軌長度是輸送機中部槽長度的一半（750mm)，銷軌接口與溜槽接口相互錯開。齒輪銷軌傳動副通過接觸把圓周運動轉(zhuǎn)換成直線運動 這種無鏈牽引機構(gòu)是以采煤機牽引部的驅(qū)動齒輪或再經(jīng)中間輪與鋪設(shè)在輸送機上的圓柱銷排式齒軌（即銷軌）相嚙合使采煤機移動。 現(xiàn)在絕大多數(shù)無鏈牽引采煤機采用齒輪銷軌型牽引，此次設(shè)計采用齒輪—銷軌型牽引。 無鏈牽引的缺點是：對輸送機的彎曲和起伏不平要求高，輸送機的彎曲段較長（約15m)，對煤層地質(zhì)條件變化的適應(yīng)性差。對底板起伏、工作面彎曲、煤層不規(guī)則等適應(yīng)性增強；⑥適應(yīng)采煤機在大傾角(可達54176。 無鏈牽引優(yōu)點：①取消工作面牽引鏈，消除斷鏈和跳鏈傷人事故，工作安全可靠；②同一工作面可同時使用多臺采煤機，降低生產(chǎn)成本，提高工作效率；③牽引速度脈動比鏈牽引小，采煤機運行較平穩(wěn)。無鏈牽引機構(gòu)取消了固定在工作面兩端的牽引鏈，以采煤機牽引部的驅(qū)動輪或再經(jīng)中間輪與鋪設(shè)在輸送機槽幫上的齒軌相嚙合，從而使采煤機沿工作面移動。結(jié)合以上分析，本設(shè)計選用方案二。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，行星減速機構(gòu)采用雙浮動結(jié)構(gòu)，即太陽輪、行星架浮動，以補償制造和安裝誤差，使各行星輪均勻承擔載荷；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。牽引電機的出軸外花鍵與電機齒輪軸內(nèi)花鍵相聯(lián)接，將電機輸出轉(zhuǎn)矩通過齒輪、兩級齒輪減速傳給雙級行星減速機構(gòu)，雙級行星減速機構(gòu)為兩個2KH行星減速串聯(lián)，具有NGW行星減速機構(gòu)的優(yōu)點，動力經(jīng)雙級行星減速后由行星架輸出，傳給驅(qū)動輪至齒軌輪與鋪設(shè)在工作面刮板輸送機上的銷軌嚙合，使采煤機來回行走。見下頁圖方案二。 方案一：采用三級傳動，第一級采用一級直齒輪傳動，第二級采用圓弧錐齒輪傳動，第三極采用一級直齒輪傳動。 ，機構(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，有利于降低制造費用，減輕機器重量和減小外廓尺寸；另外可減少由于各零件的制造誤差而形成的運動鏈的累積誤差。 對于要求傳動尺寸結(jié)構(gòu)緊湊時，應(yīng)優(yōu)先選用齒輪傳動、蝸桿傳動、行星齒輪傳動等。設(shè)計需考慮以下： 選擇傳動型式時，常需要根據(jù)一些指標，其中比較重要的是：傳動效率，輸入輸出軸的布置，外廓尺寸，重量，工作壽命，重量，可靠性，價格，以及結(jié)構(gòu)工藝等。 牽引部