【正文】 動機50，1472牽引力700 采煤機牽引部電動機的技術參數(shù)MG400/920WD型電牽引采煤機牽引部電動機的技術參數(shù)見表12：表12型號YBQYS250工作表功率50接法Y級數(shù)4絕緣等級F額定電壓380 V冷卻方式水套冷卻額定電流95 A冷卻水量35頻率5~ HZ冷卻水壓轉(zhuǎn)速01472~2455外形尺寸第二章 牽引部設計的原則和方案 機械傳動的方案的優(yōu)勢對整臺機器的工作能力和外廓尺寸有著極大的影響，因此，設計時因遵循以下原則：，既要做到先進又要符合我國目前生產(chǎn)能力和技術水平，要求采煤機牽引部結(jié)實可靠、結(jié)構(gòu)緊湊、密封性能好，這是由于井下空間所限制和特殊的工作條件所要求的。設計時要進行方案比較，做到統(tǒng)籌兼顧，合理安排。 牽引部設計方案的確定根據(jù)采煤機的總體設計原則，本機在設計前考慮過兩種方案。方案一的缺點在于：第一級采用直齒輪傳動，高速級傳動不太穩(wěn)定，采用的是側(cè)面搖臂，這樣它的支承效果不太好，牽引部減速箱是整體式，各軸上零件需穿孔安裝，比較麻煩，因此采用的很少。其特點：改裝較方便，箱體結(jié)構(gòu)簡單，易鑄造，雙行星減速機構(gòu)的均載機構(gòu)采用第一級行星架浮動及中心輪柔動，第二級為中心輪浮動結(jié)構(gòu)，第二級行星齒輪傳動采用DGW雙級行星減速器，傳動比大，外形尺寸小，使得結(jié)構(gòu)更加緊湊，傳動可靠。從整體上看，方案二較方案一好，因此，本牽引部傳動按系統(tǒng)方案二進行設計。 本方案傳動及特點牽引部是采煤機的行走機構(gòu)，擔負著移動采煤機，并使工作機構(gòu)落煤或進行調(diào)動采煤機的任務，它位于機身里的兩端部，分別由兩臺50KW得交流電機經(jīng)齒輪減速后驅(qū)動鏈輪。其傳動簡圖見下圖21。（三）軸承類型的選取本方案設計時所用的軸承均從化學工業(yè)出版社的《機械零件設計手冊》一書中的第三版第二卷查取。只有NJ可以承受少量軸向載荷。內(nèi)、外圈軸線之間允許有很小的角偏移（）。能承受較大的徑向載荷。所以在此設計中傳動比分配如下：行星減速器傳動比，兩級直齒輪減速器傳動比，單極直齒輪減速器傳動比。高速級齒輪的設計計算（每天工作15小時，預期壽命10年，每年工作250天）。 按齒輪接觸疲勞強度設計計算公式按式（68）； = 由《機械設計》表610，硬齒面齒輪，非對稱安裝，齒寬系數(shù)=《機械設計》表67查得 使用系數(shù)=，由《機械設計》圖66a試取動載荷系數(shù)=，由《機械設計》圖68按齒輪在兩軸間非對稱布置，取=，由《機械設計》表68按表面硬化，直齒輪，7級精度。 =。計算公式按《機械設計》（611）由《機械設計》圖618查得 小齒輪齒形系數(shù)= ， 大齒輪齒形系數(shù)由《機械設計》圖619查得 小齒輪應力修正系數(shù)，大齒輪應力修正系數(shù)由《機械設計》圖620查得 重合度系數(shù)=，計算彎曲疲勞帶極限應力： 由《機械設計》圖624i,g查取齒輪材料彎曲疲勞極限應力： ?？紤]到C處為可能的危險截面，計算C處的彎矩。 考慮到C處為可能的危險截面，計算C處的彎矩支點反力： C點彎矩：3）畫出垂直面受力圖計算支點反力，畫出垂直面彎矩圖。支點反力：C點彎矩：3) 畫出垂直面受力圖計算支點反力和C處的彎矩，畫出垂直面彎矩圖支點反力：C點彎矩： 4) 求合成彎矩，畫出合成彎矩圖合成彎矩 C處： 5) 畫出軸的轉(zhuǎn)矩圖6) 計算C處當量彎矩，畫出當量彎矩圖當量彎矩 式中是根據(jù)轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的循環(huán)特征差異而定的應力校正系數(shù)，對于扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力時?。?) 校核軸的強度由《機械設計》表25選用45鋼，按表27用插值法得。擬用兩級太陽輪輸入、行星架輸出的型式串聯(lián)，即。圖31為二級行星減速器機構(gòu)簡圖。精度定位6級。3．齒輪材料及其性能太陽輪和行星輪采用硬齒面，內(nèi)齒輪用軟齒面，以提高承載能力、減小尺寸。表32 齒輪材料及其性能齒輪材料熱處理加工精度太陽輪滲碳淬火14003506級行星輪245內(nèi)齒輪調(diào)質(zhì)6502207級4． 傳動比分配按照高速級（I）、低速級（II）齒面接觸強度相等的原則分配傳動比。式（83）中取，由表63定， 表33 有關值的系數(shù)代號名稱說明取值使用系數(shù)表65，中等沖擊，行星輪間載荷分配系數(shù)表72，太陽輪浮動，6級精度表72，太陽輪浮動，6級精度綜合系數(shù)表64，高精度，硬齒面，靜定機構(gòu)降低取值表64，高精度，硬齒面計算以此值和傳動比查圖得 ，可知 高速級設計計算1． 配齒數(shù)根據(jù)第四章所述方法，按變位傳動要求選配齒數(shù)。由傳動比條件知，為滿足裝配條件取，按式（413 b）計算內(nèi)齒輪和行星輪齒數(shù)：（名義齒數(shù)）（按下面變位計算確定的實際齒數(shù)）實際傳動比 （傳動比誤差符合要求）配齒數(shù)結(jié)果：，2．初步計算齒輪主要參數(shù)1） 按齒面接觸強度計算太陽輪分度圓直徑用式（66）進行計算。2） 按彎曲強度初算模數(shù)用式（67）進行計算。表34 彎曲強度有關系數(shù)代號名稱說明取值算式系數(shù)直齒輪行星輪間載荷分配系數(shù)綜合系數(shù)高精度，正變位，靜定機構(gòu)齒形系數(shù)圖625，暫按x = 0 查值因為，所以應按行星輪計算模數(shù)：若取模數(shù)，故初算按，進行接觸和彎曲疲勞強度校核計算。1） 確定行星輪齒數(shù)由前面配齒數(shù)結(jié)果知：，2）初選—副的變位系數(shù)和根據(jù)，和左右的限制條件，由手冊圖51初選3）初算—副的齒高變動系數(shù)根據(jù)初選的，用表56簡化公式計算。2））中心距分離系數(shù)計算3））齒高變動系數(shù)計算用表56的簡化公式計算(已知)式中，值按查圖57得：c = 。5））變位系數(shù)分配 根據(jù)齒數(shù)比，由圖51左部直線③得，時，故：5） —嚙合副的計算1））中心距分離系數(shù)計算2））齒頂高變動系數(shù)計算已知，用表56簡化公式計算式中，值根據(jù)：故：3））變位系數(shù)計算故：4））嚙合角計算在推薦值范圍內(nèi)。外嚙合 按嚙合角 查得： ，內(nèi)嚙合 按嚙合角 查， 故：6．嚙合效率計算 由參考文獻[3]中表35中公式（1）知：式中為轉(zhuǎn)化機構(gòu)的效率，用法計算，查[3]圖33,（取，因齒輪精度高）得：各嚙合副的效率，轉(zhuǎn)化機構(gòu)效率：轉(zhuǎn)化機構(gòu)傳動比：則7．齒輪疲勞強度校核1）外嚙合1））齒面接觸疲勞強度用式（619）、式（620）計算接觸應力，用式（621）計算其許用應力三式中的參數(shù)和系數(shù)取值如表36。2)) 齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞應力及其許用應力，用式（634）、（635）、和式（636）計算。對于表36中未出現(xiàn)的參數(shù)和系數(shù)列于表37。行星輪：故：，彎曲強度通過。2)) 齒根彎曲疲勞強度只需計算內(nèi)齒輪。故：，彎曲強度通過。8．行星輪軸承計算考慮到采用直齒輪傳動，以及為了加工和裝配方便，擬用中空式行星輪，內(nèi)孔中裝一個球面滾子軸承，心軸固定在行星架上。表38 式（960）中的系數(shù)代號名稱說明取值負荷性質(zhì)系數(shù)表918，中等沖擊齒輪系數(shù)，查表919安裝部位系數(shù)表920，對稱1工作情況系數(shù)溫度系數(shù)低速傳動1壽命系數(shù)，速度系數(shù)（式962）行星架傳動扭矩7423 N當量載荷式（963），27750 N N選用雙列向心球面滾子軸承3544，軸承額定動負荷為130000 N 。9．行星架設計計算采用雙壁整體式行星架，一端有浮動內(nèi)齒圈（圖32 a）。兩壁之間的扇形斷面連接板（按梯形計算斷面幾何因素）如圖31 c ,其慣性中心所在半徑按式（941）計算為 mm按手冊所給經(jīng)驗數(shù)據(jù)擬定的行星架尺寸，不必作強度計算。計算簡圖如圖32b 所示。為側(cè)板的內(nèi)力素。式中各參數(shù)計算如表39（對照圖932和圖31）。所以的大小以不超過太陽輪扭轉(zhuǎn)變形引起的齒輪歪斜角為宜。1．配齒數(shù)，2．中心距與模數(shù)的確定 中心距，模數(shù)3．變位計算的數(shù)值外嚙合 ，內(nèi)嚙合 ，4．嚙合效率 均載機構(gòu)設計計算1．高速級行星架浮動的位移量按式（741）式（738）計算和，式中所含各構(gòu)件的制造誤差確定如表 310。各構(gòu)件的制造誤差確定如表311。表312項目值項目值基本參數(shù)型號輸入功率名義速比輸入轉(zhuǎn)速368rpm名義輸出轉(zhuǎn)速輸入扭矩名義輸出扭矩重要程度一般原動機載荷中等沖擊工作機載荷均勻平穩(wěn)減速器傳動效率精度等級667滿負荷設計壽命54000小時齒數(shù)配比變位類型外嚙合交變位,內(nèi)嚙合高變位初定ac端面嚙合角24176。齒輪類型直齒實際輸出扭矩同心條件角變位后滿足實際輸出轉(zhuǎn)速材料和熱處理選擇太陽輪材料20CrMnTi太陽輪熱處理滲碳淬火回火太陽輪熱處理硬度61 HRC太陽輪熱處理硬度1591 MPa太陽輪接觸疲勞極限1591 MPa太陽輪彎曲疲勞極限485 MPa行星輪材料20CrMnTi行星輪熱處理滲碳淬火回火行星輪熱處理硬度57 HRC行星輪接觸疲勞極限1358 MPa行星輪彎曲疲勞極限349 MPa內(nèi)齒圈材料45內(nèi)齒圈熱處理表面淬火內(nèi)齒圈熱處理硬度43 HRC內(nèi)齒圈接觸疲勞極限971 MPa內(nèi)齒圈彎曲疲勞極限225 MPa初算中心距載荷不均勻系數(shù)ac單對傳遞扭矩ac齒數(shù)比齒寬系數(shù)綜合系數(shù)接觸疲勞極限1358 MPa初定許用接觸應力1222 MPa系數(shù)初算中心距123初算模數(shù)實際模數(shù)6實際螺旋角0176。實際cb端面嚙合角176。太陽輪齒頂高6內(nèi)齒輪齒頂高6行星輪齒頂高6太陽輪齒高行星輪齒高內(nèi)齒輪齒高太陽輪齒頂圓直徑90行星輪齒頂圓直徑180內(nèi)齒輪齒頂圓直徑414ac傳動端面重合度cb傳動端面重合度ac傳動縱向重合度0cb傳動縱向重合度0ac傳動總重合度cb傳動總重合度齒輪精度太陽輪公法線長度變動偏差行星輪公法線長度變動公差內(nèi)齒圈公法線長度變動公差太陽輪齒向公差行星輪齒向公差內(nèi)齒圈齒向公差行星輪齒距累積公差內(nèi)齒圈齒距累積公差太陽輪齒圈徑向跳動公差行星輪齒圈徑向跳動公差內(nèi)齒圈齒距累積公差太陽輪徑向綜合公差行星輪徑向綜合公差內(nèi)齒圈徑向綜合公差太陽輪齒形公差行星輪齒形公差內(nèi)齒圈齒形公差太陽輪齒距極限偏差177。內(nèi)齒圈齒距極限偏差177。表313項目值項目值基本參數(shù)型號輸入功率名義速比5輸入轉(zhuǎn)速名義輸出轉(zhuǎn)速輸入扭矩名義輸出扭矩重要程度一般原動機載荷中等沖擊工作機載荷均勻平穩(wěn)減速器傳動效率精度等級667滿負荷設計壽命54000小時