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1、 论第 2 章 总体方案的确定为了确保本次设计满足采煤机的设计要求，经多方面考察，确定本采煤机牵引部的设计方向：(1)采煤机的部分功率是通过牵引部减速器传递的。牵引部工作条件恶劣，外形尺寸受到严格限制，可靠性要求很高。牵引部的总传动比一般在 200 左右，减速级数为 35 级；(2)为了保证牵引部有适当的长度，牵引部中都装有若干个惰轮。(3)在满足上述各项要求的同时，务使结构简单，操纵方便，尽可能贯彻标准化、通用化。(4)采用了二级行星减速器在增大传动比的同时减少了齿轮的数量，简化结构，降低成本。以上是本采煤机牵引部的指导思想，牵引部采用二级直齿二级行星减速器,机构简图如图 2-1。图 2-1
2、 牵引部传动机构简图第 3 章 机械系统传动总设计3.1 牵引部电动机的选用给定设计参数为 ， 则 ，min90vkN450FkW5.67049FvP采用双牵引方式，选用额定功率为 的电机即可满足要求W通过查阅资料得其主要技术参数如下表 电机参数：13表 电机参数电机型号 功率(kw) 转速(n/min) 电压（V）YBQYS40 40 1478 3803.2 牵引部传动比分配该机构主要由箱体，原电机，输出轴，减速部分，润滑系统等组成。电动机功率 ，电动40kW机转速 ，传动比，根据设计需要，欲把行走速度为 左右，所以minr1478 minr7,本设计结构采用二级直齿传动和二级行星传动：2i
3、通过类比及查阅资料，初步确定传动比如下表 传动比的分配：23表 传动比的分配MG300/701-WD 牵引部传动比75.21i 3.2i63 854初步确定齿数为表 齿数分配：表 齿数分配3MG300/701-WD 牵引部齿数确定直齿高速级 201z 52z直齿低速级 3 694行星高速级 5Z17 35 88行星低速级 618 29 77第 4 章 牵引部零件的初步设计及强度校核4.1 牵引部传动齿轮初步设计及强度校核4.1.1 牵引部齿轮 Z1,Z2初步设计及强度校核在初步设计齿轮时， , 齿轮材料初定为 。齿数 。20CrMnTi5,201Z1.齿面接触强度计算根据齿面接触强度，可按下列
4、公式估算齿轮传动的尺寸 【1】(mm)32148HPauKa(mm) 321176Tdd式中： 齿数比， ；u5.201z 载荷系数常用值, =2；KK 齿宽系数， 按参考文献1表 16-5.2 圆整，a)(.uda取 =0.5，则 =0.27；d 许用接触应力（ ） ， 。 为实验齿轮的接触疲劳HP2mNlimliHHPSli极限应力（ ） ，由1图 16.2-17 查取 ， 为接触强度计算的2 150lim2NH最小安全系数，取 。则.1liS.小齿轮传递的额定转矩（ ） ，T46.258709)inr(kw950Nm12507.1)483(.a3 4.25.084626d2.齿根弯曲强度
5、计算在初步设计齿轮时，根据齿根弯曲强度，可按下列公式估算齿轮的模数：(mm)13FsmdPKTYAz式中： 模数系数，由参考文献3表 14-1-78 得mA直齿轮 时， ；06.12载荷系数，取 =1.5K 许用齿根应力（ ） ， ， 为齿轮材料的弯曲疲劳强FP2NminFEFPsfp度的基本值，由116.2-6 查得 =450 ， 为抗弯曲强度最小安全系数，取FE2=1.4。则 ；mins314.50 复合齿形系数， ；FsYSasYYFa 齿形系数按参考文献2图 10-5 可查时，.380,25.,2nfPnfPnn mhm当 时， =2.8，当 时， =2.3。201z1Fa5zFaYS
6、a 应力修正系数按参考文献2图 10-5 查时，.380,25.1,20nfPnfPnanh当 时， ；当 时， 。 201z5.1Saz7SaY.,822FsFs两者比较取大者，取后者。则: 12.4305.68.3nm取 53.计算 Z1,Z2齿的几何尺寸(1)啮合角 ：根据 =61 P6 查得： =0.6X= + =inv21)(taZinv20526.ta0inv由参考文献1图 16.2-7，8，查得变位系数 ， 代入已知数据并结合1表63.01x7.16.2-9 得： 4(2)实际中心距 ：a= =cosm76.1523cos015式中圆整为m5.187)20(51)(212zma
7、190所以 =a .9634cos9(3)分度圆分离系数 y： 2.15,(4)齿顶高变动系数 ：804)(21yx(5)齿轮的几何尺寸： 112752 3.0.9611 zaw84521.d22 m97.cos0cos1b 7525.14)8.063.1(m)h(d1*1a xa 2222 .9.5.01*1f ca 7)(75)(22 x(6)计算齿顶圆压力角 ：a=1 58.34.197arcosdrcs1b= =2a2a .2.03.1 )5.24tan3.7(ta5).24tan85.(ta20 )121 zz4.齿面接触强度校核计算(1)计算接触应力：小轮： =ZB (41)1HH
8、VAOK大轮： =ZD (42)2式中： 使用系数，见参考文献3表 14-1-81、表 14-1-82 原动机工作特性示例及表 14-1-83AK工作机工作特性示例，取 =1.0；A 动载系数，由参考文献3图 14-1-14 查得 KV=1.15；V sm73.10648106ndv 接触强度计算的齿向载荷分布系数，见参考文献3表 14-1-99H bdbKH312.2.）（5076.H 接触强度计算的齿间载荷分配系数，见参考文献3表 14-1-102 查得 ；HK 1.HK 小轮及大轮单对齿啮合系数，见参考文献3表 14-1-104，DZ、B1B1B2D22,MZZ1;MZ. 因 当 时 ，
9、 ； 当 时 ， 当 时 ， ；当 时 ，103. 52)13.(42.5890975.4 36tan2121tan2 4231 z)(dzdMabba取 .1BZ 190. 212tan32142 zdzdMbba取 1DZ 节点处计算接触应力的基本值， ；HO2N/m(2)计算接触应力的基本值:（43）ubdFZtEHO1式中： 节点区域系数， ；HZ2.5Z 弹性系数， ， ；EN/m2189.N/mE 重合度系数， ； 5.034a 螺旋角系数， ；ZcosZFt 端面内分度圆上的名义切向力Ft=2000 =1WdTN67.5043.280b 工作齿宽, ；m5bm 齿轮模数， 。将以
10、上系数带入（43）式得：22306.412.5189.01307.5N/m5.HO将以上结果带入（41） 、 （42）得： 2H21 89.41.76.63(3)许用接触应力：（44）XWRVLNTHGZZlim式中： 计算齿轮的接触极限应力 ；HG2/ 试取齿轮的接触疲劳极限；LimMPa1650liH Pa1502limH 接触强度计算的寿命系数，工作寿命 1 万小时计算NTZ 9912 41 3.75.28. 874injLh见参考文献3图 13-1-26 查得 ；0NTZ0NTZ 润滑剂系数， 速度系数， 粗糙度系数，LZVR见参考文献3表 13-1-108 持久强度 ： ；CL9.R
11、VL 工作硬化系数， W1W2 接触强度计算的尺寸系数, X nXmZ01.76.将以上系数带入（44）式得： 21 N84.35908.65HG2 2.(4)计算安全系数：= = H1SGHLim73.1.045S= = 289.i 最小安全系数，见参考文献 表 ，取 。limHS3-25.1limH所以 , 齿面接触强度满足要求。1Z25 轮齿弯曲强度校核计算计算齿根应力： （45）FVAFK0式中： ， 使用系数，动载荷系数同齿面接触强度中的值AKV取 15. 弯曲强度计算的齿向载荷分布系数， F 806.)/(11475.22.hbNKNHF 弯曲强度计算的齿间载荷分配系数， ；FKF
12、K.H 齿根应力的基本值， ；O2/m(2)计算齿根应力的基本值:（46）YbSaFtF0式中： 载荷作用于齿顶时的齿形系数，有参考文献2表 10-5 得 FaY 85.21Fa3.2FaY； 载荷作用于齿顶时的应力修正系数，有参考文献2表 10-5 得 S 71S；7.12a 重合度系数， =0.83；Y75.02.Y 螺旋角系数， 当 时， 。1将以上系数带入（46）式得： 34.78.05.2507.41 FO 2N/m56132将以上结果带入（45）得： 2.07.415.4.71F 2/89682 许用齿根应力：（47）XRrelTlNTSFGYYlim式中： 计算齿轮的弯曲极限应力
13、， ；FG2/ 试取齿轮的齿根弯曲疲劳极限， = ；FLim1limF20MPali 试验齿轮的应力修正系数，取 ；STY2.0STY 弯曲强度计算的寿命系数；见参考文献2图 14-1-55 查得 N 75.01NTY81.0 相对齿根圆角敏感系数，见参考文献2图 14-1-57 查得 ；relT .relT 相对齿根表面状况系数，见参考文献2图 14-1-58 查得 ；RY 3R 弯曲强度计算的尺寸系数，由参考文献2表 14-1-119 得X 1.0XY将以上系数带入（47）式得： 5.3240.1.75021FG 2N/m9838.2 /(4)计算安全系数：= = F1SG.7.24FLi
14、mS= = 253.86.09i 最小安全系数，见参考文献2表 ，取 。limFS 1-41.6limF所以 ： 齿弯曲强度满足要求。21,Z4.1.2 牵引部齿轮 Z3,Z4的初步设计及强度校核在初步设计齿轮时， 齿轮材料初定为 。齿数 , 。,20CrMnTi30Z6941.齿面接触强度根据齿面接触强度，可按下列公式估算齿轮传动的尺寸：(mm)321HPaauKA(mm)32Tdd式中： 载荷系数常用值 ；K.0K、 刚对钢配对的齿轮副的值，查参考文献2表 14-1-75 得 aAd直齿轮 、 ；48376 齿宽系数 按参考文献2表 14-1-77 圆整，a)1(5.0uda取 。则 ；3.0d.a 许用接触应力，推荐 ；HPHP2lim0.9(N/) 试就验齿轮的接触疲劳极限 ；见参考文献2图 14-1-24(a) lim 3limH= 取较小值； M184li16503HP 23li /1068. 7
