【正文】 —4[3]可知，[ S ]= ~ 故S [ S ]，該軸D截面是安全的。現(xiàn)對截面D進(jìn)行強(qiáng)度校核。tg(22037′11″)＝15606N花鍵傳動附加力：Po=＝＝12526N式中：— 花鍵分度圓直徑，?。?34mm。tg(22014′46″)=14508N＝＝＝37455N＝m式中：T2 —　II軸傳遞扭矩；η1 η2—　傳動效率， η1= η2=； — II軸轉(zhuǎn)速，　＝1460P2＝＝ ＝35469　NPr2＝P27. 軸承壽命計(jì)算：軸承A（煤壁側(cè)）選用進(jìn)口NJ212E型，Cr＝535kNLhA＝（）＝（）＝15338h式中：PA— 軸承所受實(shí)際動載荷，　PA＝RA 。 6. 軸的剛度校核： =1N，畫彎矩圖 （—5） =1 Nm , 畫彎矩圖 （—6）: ： e. 許用變形值的計(jì)算：—1[3]規(guī)定：安裝齒輪軸的許用撓度[y](~)mn=~。彎曲應(yīng)力幅為：=== MPa式中：W— 抗彎斷面系數(shù)， 取W=21m3 由于是對稱循環(huán)彎曲應(yīng)力，故平均應(yīng)力=0= = = 式中：— 20CrMnTi鋼彎曲對稱應(yīng)力時(shí)的疲勞極限， =517 MPa；— 正應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，按鍵槽查得 = ，按配合查得 =，故取=；— 表面質(zhì)量系數(shù)，軸經(jīng)徹削加工，按參考文獻(xiàn)[3]—8查得=；— 尺寸系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[3]—11查得 =?，F(xiàn)對截面C進(jìn)行強(qiáng)度校核。tgα1=3192. 行走部軸的校核及軸承壽命計(jì)算 行走部Ⅰ軸的初步設(shè)計(jì)、校核及軸承壽命計(jì)算1．初步估算軸徑： 選擇軸的材料為20CrMnTi，滲碳后淬火，[3]查得材料的機(jī)械性能數(shù)據(jù)為：= 1080 Mpa = 835 Mpa= 514 Mpa = 300 Mpa由于材料是20CrMnTi，[3]選取A=100，則得dmin= A = 100 = 60 mm2．軸上受力分析：I齒輪軸傳遞的轉(zhuǎn)矩:T1= = =850 Nm式中：T1 —　I軸傳遞扭矩； P　—　電機(jī)功率，　P＝52 kW； — 電機(jī)轉(zhuǎn)速， n1＝1460 rpm。將以上系數(shù)帶入（3—20）式得：4．計(jì)算安全系數(shù)：= = = — 最小安全系數(shù)，見表131110[3]取=。1. 計(jì)算齒根應(yīng)力： （3—18）式中：，— 使用系數(shù)，動載荷系數(shù)同齒面接觸強(qiáng)度中的值取 ；— 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)， =1；— 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的齒間載荷分配系數(shù)，；— 齒根應(yīng)力的基本值，；2. 計(jì)算齒根應(yīng)力的基本值: （3—19）式中： Ft — 端面內(nèi)分度圓上的名義切向力，F(xiàn)t=36735N；b— 工作齒寬, b=65mm；m — 齒輪模數(shù)， m=5mm；— 載荷作用于齒頂時(shí)的齒形系數(shù)，； — 載荷作用于齒頂時(shí)的應(yīng)力修正系數(shù)，； — 重合度系數(shù)， =+=； — 螺旋角系數(shù)， 當(dāng)=00時(shí)，=1。將以上系數(shù)帶入（3—17）式得：4．計(jì)算安全系數(shù)：= = = — 最小安全系數(shù)，見表131110[3] 取=1。式中：— 彈性系數(shù)，；— 重合度系數(shù)， ；— 螺旋角系數(shù)， ；Ft— 端面內(nèi)分度圓上的名義切向力，F(xiàn)t=36735N；b— 工作齒寬, b=65mm；m — 齒輪模數(shù)， m=5mm。6. 齒輪的幾何尺寸：：========1. 計(jì)算接觸應(yīng)力：行星輪：=ZD (3—15)式中：— 使用系數(shù)，見表13181[3]、表13182[3]原動機(jī)工作特性示例及表13183[3]工作機(jī)工作特性示例，=。4．計(jì)算CB傳動的中心距變位系數(shù)和嚙合角5．計(jì)算CB傳動得變位系數(shù)=用圖1314[3]校核，在許用區(qū)內(nèi)，可用。,Z6,Z7齒的幾何尺寸未變位時(shí)的中心距：aAC=m(ZA+ZC)/2=中心距變位系數(shù)： yAC=(ZA+Zc)()/2=則AC實(shí)際中心距：3．計(jì)算AC傳動得變位系數(shù)=用圖1314[3]校核，在許用區(qū)內(nèi)，可用。：輸入轉(zhuǎn)矩： =12245Nm小輪（太陽輪）的轉(zhuǎn)矩： Nm齒數(shù)比 ： u=ZC/ZA=24/13=太陽輪和行星輪的材料用20CrMnTi滲碳淬火，齒面硬度6062HRC（太陽輪）和 5658HRC（行星輪），取尺寬系數(shù) ，載荷系數(shù) K=。 行走部二級行星齒輪Z5，Z6，Z7的初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核一．配齒計(jì)算：初選 =,查表1353[3]，取Cs=3,按配齒公式計(jì)算：=c = 25= 取=13=c =25313=62=( )/2=(6213)/2=采用不等角變位，可取=25或=24。將以上系數(shù)帶入（3—13）式得：將以上結(jié)果帶入（3—12）得：： （3—14）式中： — 計(jì)算齒輪的彎曲極限應(yīng)力，；— 試取齒輪的齒根彎曲疲勞極限；=370MPa =450MPa— 試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，取=；— 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)，見圖13155[3]查得 — 相對齒根圓角敏感系數(shù)，見圖13157[3]查得=；— 相對齒根表面狀況系數(shù)，見圖13158[3]查得=；— 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)，由表131119[3]得=；將以上系數(shù)帶入（3—14）式得：4．計(jì)算安全系數(shù)：= = = = = = — 最小安全系數(shù)，見表131110[3] 取=。所以 Z3,Z4齒面接觸強(qiáng)度滿足要求。2. 計(jì)算接觸應(yīng)力的基本值: （3—10）式中：— 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，— 彈性系數(shù)，見表13110[3] ；— 重合度系數(shù)， ；— 螺旋角系數(shù)， ；Ft— 端面內(nèi)分度圓上的名義切向力，F(xiàn)t=2000=；b — 工作齒寬, b=；m— 齒輪模數(shù)， m=5mm；將以上系數(shù)帶入（3—10）式得：將以上結(jié)果帶入（3—8）、（3—9）得：： （3—11）式中：— 計(jì)算齒輪的接觸極限應(yīng)力；— 試取齒輪的接觸疲勞極限；=1180MPa =1650MPa— 接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)。— 動載系數(shù)，由圖13114[3]查得KV=；— 接觸強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)，見表13199[3]=++ b===++=— 接觸強(qiáng)度計(jì)算的齒間載荷分配系數(shù)，見表131102[3]查得 ；— 小輪及大輪單對齒嚙合系數(shù)，見表131104[3]。：。2．實(shí)際中心距：===。則 mm取 =5mm Z3=15 Z4=65。 齒根彎曲強(qiáng)度在初步設(shè)計(jì)齒輪時(shí)，根據(jù)齒根彎曲強(qiáng)度，可按下列公式估算齒輪的模數(shù)：(mm)式中： — 模數(shù)系數(shù)；直齒輪時(shí)，；— 許用齒根應(yīng)力， ；— 齒輪材料的彎曲疲勞強(qiáng)度的基本值，圖13153[3]，— 復(fù)合齒形系數(shù)，；YFa— 齒形系數(shù)，查：時(shí)，當(dāng)時(shí) =，當(dāng)時(shí)，=；YSa— 應(yīng)力修正系數(shù)按圖13143[3]查：時(shí)，當(dāng)時(shí)，；當(dāng)時(shí)。一．齒面接觸強(qiáng)度根據(jù)齒面接觸強(qiáng)度，可按下列公式估算齒輪傳動的尺寸：(mm)(mm)式中： K— 載荷系數(shù)常用值K=；、— 剛對鋼配對的齒輪副的值，查表13175[3]得 直齒輪=48=766；— 齒寬系數(shù)按表13177[3]圓整，取=。 行走部齒輪Z3，Z4的初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核在初步設(shè)計(jì)齒輪時(shí)，Z3,Z4齒輪材料初定為20CrMnTi。將以上系數(shù)帶入（3—7）式得：4．計(jì)算安全系數(shù)：= = = = = = — 最小安全系數(shù)，見表131110[3]，取=。1. 計(jì)算齒根應(yīng)力： （3—5）式中：，— 使用系數(shù)，動載荷系數(shù)同齒面接觸強(qiáng)度中的值取 — 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)， — 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的齒間載荷分配系數(shù)，；— 齒根應(yīng)力的基本值，；2. 計(jì)算齒根應(yīng)力的基本值: （3—6）式中：— 載荷作用于齒頂時(shí)的齒形系數(shù)， ；— 載荷作用于齒頂時(shí)的應(yīng)力修正系數(shù)， ； — 重合度系數(shù)， =+=；— 螺旋角系數(shù)， 當(dāng)=00時(shí)，=1。將以上系數(shù)帶入（3—3）式得：將以上結(jié)果帶入（3—1）、（3—2）得：： （3—4）式中：— 計(jì)算齒輪的接觸極限應(yīng)力；— 試取齒輪的接觸疲勞極限；=1650MPa =1500MPa— 接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)，工作壽命1萬小時(shí)計(jì)算見圖13126[3]查得 ；— 潤滑劑系數(shù)，—速度系數(shù)，—粗糙度系數(shù)，見表131108[3] 持久強(qiáng)度： ；— 工作硬化系數(shù)， =1 =1— 接觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)， .=將以上系數(shù)帶入（3—4）式得：4．計(jì)算安全系數(shù)：= = = = = = — 最小安全系數(shù)，見表131110[3]，取=1。則 取 =6mm Z1 =25 Z2=36,Z2齒的幾何尺寸1．嚙合角：根據(jù)=61 P6 查得：==+=+得 =[3]查得變位系數(shù) X1= X2=2．實(shí)際中心距：===3. 分度圓分離系數(shù)y：4. 齒頂高變動系數(shù)：：?。?==176。YSa— 應(yīng)力修正系數(shù)按圖13143[3]查時(shí)，當(dāng)時(shí)，；當(dāng)時(shí)。一．齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算根據(jù)齒面接觸強(qiáng)度，可按下列公式估算齒輪傳動的尺寸(mm)(mm)式中：K— 載荷系數(shù)常用值,K=2；、— 剛對鋼配對的齒輪副的值，表13175[3]得 直齒輪=48=766；— 齒寬系數(shù)，表13177[3]圓整，取=，則=；— 許用接觸應(yīng)力，推薦 ；— 試就驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限，=1500MPa 取較小值；圖13124(b) [3] =1650MPa=1500MPa 取較小值。電動機(jī)功率25kw，電動機(jī)轉(zhuǎn)速1460r/min，傳動比，根據(jù)設(shè)計(jì)需要，欲把行走速度為7m/min左右，所以,本設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)采用直齒傳動和行星傳動：通過類比及查閱資料，初步確定傳動比如下表2—2 傳動比的分配：表2—2 傳動比的分配MG265/312WD牽引部傳動比初步確定齒數(shù)為表2—23 齒數(shù)分配：表2—3 齒數(shù)分配MG265/312WD牽引部齒數(shù)確定Z3=331324621324623 行走部零件的初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核 ，Z2初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核在初步設(shè)計(jì)齒輪時(shí)，Z1,Z2齒輪材料初定為20CrMnTi。牽引部的總傳動比一般在200左右，減速級數(shù)為3—5級；采用了二級行星減速器在增大傳動比的同時(shí)減少了齒輪的數(shù)量，簡化結(jié)構(gòu)，降低成本[12]。采煤機(jī)的部分功率是通過牽引部減速器傳遞的。當(dāng)某些參數(shù)超過允許值時(shí)，便會發(fā)出警報(bào)信號，嚴(yán)重時(shí)可以自行切斷電源。7) 有完善的檢測和顯示系統(tǒng)。6) 結(jié)構(gòu)簡單。5) 效率高。4) 反應(yīng)靈敏，動態(tài)特性好。3) 運(yùn)行可靠，使用壽命長。~，因此電牽引采煤機(jī)可以用在40176。2) 可用于大傾角煤層。電牽引采煤機(jī)的優(yōu)點(diǎn)是：1) 具有良好的牽引特性。液壓牽引，液壓調(diào)速行走部是利用容積式液壓傳動的調(diào)速特性來實(shí)現(xiàn)調(diào)速性能的行走部，具有無級調(diào)速特性，且換向、停止、過載保護(hù)易于實(shí)現(xiàn)，便于根據(jù)負(fù)載變化實(shí)現(xiàn)自動調(diào)速，保護(hù)系統(tǒng)比較完善；但是其缺點(diǎn)是效率低，油液容易污染，致使零部件容易損壞，使用壽命較低。）條件下工作，利用制動器還可以使采煤機(jī)的防滑問題得到解決。取消了鏈牽引的張緊裝置，使工作面切口縮短。近年來廣泛使用了無鏈牽引采煤機(jī)，其優(yōu)點(diǎn)在于：取消了工作面的牽引鏈，消除了斷鏈和跳鏈傷人事故，工作安全可靠；在同一工作面內(nèi)可以同時(shí)使用兩臺或者多臺采煤機(jī)，從而可降低生產(chǎn)成本，提高工作效率；牽引速度的脈沖比鏈牽引小得很多，使采煤機(jī)運(yùn)行較平穩(wěn)。鏈牽引的缺點(diǎn)是牽引速度不均勻，致使采煤機(jī)負(fù)載不平穩(wěn)，齒數(shù)越少，速度波動越大。液壓牽引采煤機(jī)上廣泛使用的是鏈牽引，鏈牽引的特點(diǎn)是：強(qiáng)度高，承載能力大，能滿足采煤機(jī)增大牽引力和提高牽引素的的要求；鏈牽引是依靠鏈輪齒和鏈環(huán)相嚙合，工作較可靠；牽引鏈?zhǔn)褂脡勖L，一般可用6個(gè)月以上。行走驅(qū)動裝置位于采煤機(jī)上的稱為內(nèi)牽引，位于工作面兩端的稱為外牽引。行走驅(qū)動裝置用來驅(qū)動牽引機(jī)構(gòu)，并實(shí)現(xiàn)牽引速度的調(diào)節(jié)。1 采煤機(jī)行走部 采煤機(jī)行走部設(shè)計(jì)總體方案 采煤機(jī)主要參數(shù)搖臂回轉(zhuǎn)中心距 4620 mm過煤高度 280 mm采煤高度 —適用傾角 ≤250機(jī)面高度 牽引力 326 KN牽引速度 0—總功率 312 KW