电动采煤机行走部设计毕业设计说明书(编辑修改稿)

电动采煤机行走部设计毕业设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

， 1  SaY ； Y — 重合度系数，   Y =+ =； Y — 螺旋角系数， 当  =00时，Y =1。 将以上系数带入（ 3— 6）式得： 102 3 0 6 . 4 2 . 6 2 1 . 5 9 0 . 6 8 1 3 0 . 76 3 5F       2N/mm 202 3 0 6 . 4 2 . 4 6 1 . 6 6 0 . 7 9 1 3 0 . 46 3 5F       2N/mm 将以上结果带入（ 3— 5）得： 1 3 0 . 7 1 2 . 0 7 1 . 1 4 5 7 1 . 1 8 4F      2N/mm 2 1 83F      2N/mm ： XR re lTre lTNTSTFFG YYYYY  lim （ 3— 7） Xx： 电动 采煤机行走部设计 16 式中： FG — 计 算齿轮的弯曲极限应力， 2N/mm ； FLim — 试取齿轮的齿根弯曲疲劳极限， 1limF = 2limF =210MPa； STY — 试验齿轮的应力修正系数，取 STY =； NTY — 弯曲强度计算的寿命系数； 见图 13155[3]查得 1  2  relTY — 相对齿根圆角敏感系数，见图 13157[3]查得relTY =； RrelTY — 相对齿根表面状况系数，见图 13158[3]查得RrelTY = XY — 弯曲强度计算的尺寸系数，由表 131119[3]得XY =。 将以上系数带入（ 3— 7）式得： 1 2 1 0 2 .0 0 .8 9 2 6 1 .0 1 .1 2 1 .0 4 0 2 .7 6FG       2N/mm 2 2 1 0 2 . 0 0 . 8 9 9 1 . 0 1 . 1 2 1 . 0 4 1 5 . 0 3FG       2N/mm 4．计算安全系数： F1S = 11FFG = = FLimS F2S = 22FFG = = FLimS limFS — 最小安全系数，见表 131110[3]，取limFS =。 所以 Z1,Z2齿弯曲强度满足要求。 行走 部齿轮 Z3， Z4的初步设计及强度校核 在初步设计齿轮时， Z3,Z4齿轮材料初定为 20CrMnTi。 模数 m=5, 齿数 Z3=33, Z4=65。 一．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： Xxxx 大学毕业设计 17  3 221HPaa uKTuAa  (mm) 33 223 1uuKTAdHPdd  (mm) 式中： K— 载荷系数常用值 K=； aA 、 dA — 刚对钢配对的齿轮副的值，查表 13175[3]得 直齿轮 aA =48 dA =766； a — 齿宽系数 )1(  uda  按表 13177[3]圆整， 取 d =。 则 a =； HP — 许用接触应力，推荐 HP (N /m m )H ； limH — 试 就验齿轮的接触疲劳极限 ； 见图 13124[3] (b) 3limH =1180 MPa 4limH =1650 MPa 取较小值。 3HP 2l i m 30 . 9 0 . 9 1 1 8 0 1 0 6 2 ( N / m m )H    3 22 . 0 9 9 6 . 8a 4 8 3 ( 4 . 3 1 ) 4 5 8 m m0 . 3 4 . 3 1 0 6 2   31 22 . 0 9 9 6 . 8 4 . 3 1d 7 6 6 1 8 6 . 9 8 m m0 . 3 1 0 6 2 4 . 3   齿根弯曲强度 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： 233Fsmd FPKT YmA z (mm) 式中： mA — 模数系数；直齿轮 0 时， mA ； FP — 许用齿根应力， 20 .7 (N /m m )FP FE ； FE — 齿 轮 材 料 的 弯 曲 疲 劳 强 度 的 基 本 值 ， 图 13153[3] ，Xx： 电动 采煤机行走部设计 18 22343 7 0N / m m , 4 5 0N / m mF E F E 220 . 7 3 7 0 2 4 9 N / m m , 0 . 7 4 5 0 3 1 5 N / m mF P F P      FsY — 复合齿形系数， SaFaFs YYY  ； YFa— 齿形系数，查： .,1,20 nfPnfPnaPn mmhmh   时， 当 3 15z 时 3FaY =，当 4 65z  时， 4FaY =； YSa— 应力修正系数按图 13143[3]查： .,1,20  nfPnfPnaPn mmhmh   时， 当 3 15z  时， SaY ；当 4 65z  时， SaY。 0 0 8 , 4 443 33  FE SaFaFE SaFa YYYY  两者比较取大者，取前者。 则 322 . 5 9 9 6 . 8 0 . 0 1 21 2 . 6 5 . 2 70 . 3 1 5nm mm 取 m =5mm Z3=15 Z4=65。 二 .计算 Z3,Z4齿的几何尺寸 1．啮合角  ：根据 Z =71 P6 查得： X = inv =4343 )(tan2 ZZ XX   + inv = 02 tan 20 65 + 020inv 得  = 1173220  由图 [3]查得变位系数 X3= X4=。 2．实际中心距 a ： a = coscosa = 00458 cos20cos22 37 11  =。 y： 4 6 1 . 3 9 4 5 8 0 . 6 3 95aay m   。  ： )( 43  yxx。 ： Xxxx 大学毕业设计 19 33443W3344434b3 3b4 4a 3 3 a 3d m z 5 15 75 m md m z 5 65 325 m m15d 2 2 461 .39 172 .52 m m15 65652 2 461 .39 749 .66 m m15 65d d c os 75 c os20 8 m md d c os 325 c os20 305 .4 m md d 2( h x ) m 75 2( 1 0WZaZZZdaZZ                        a 4 4 a 4.32 0 .639 ) 5 1 m md d 2( h x ) m 325 2( 1 9) 5 332 .41 m m            f 3 3 a 3f 4 4 a 4d d 2 ( h c x ) m 7 5 2 ( 1 0 . 2 5 0 . 3 2 ) 5 6 5 . 7 m md d 2 ( h c x ) m 3 2 5 2 ( 1 0 . 2 5 0 . 3 8 ) 5 3 1 6 . 3 m m                   a ： 3a =.3arccosabdd = = 0 4a =44arccosabdd = = 0       3 3 4 41 ta n ta n ta n ta n21 1 5 ta n 2 8 . 9 7 ta n 2 2 . 6 2 6 5 ta n 2 8 . 7 ta n 2 2 . 6 221 . 5 1aazz           三 .齿面接触强度校核计算 1. 计算接触应力： 小轮： 3H =ZB HHVAHO KKKK (3— 8) 大轮： 4H =ZD HHVAHO KKKK (3— 9) 式中： AK — 使用系数，见表 13181[3]、表 13182[3]原动机工作特性示例及表13183[3]工作机工作特性示例， AK =。 VK — 动载系数，由图 13114[3]查得 KV=； 32 7 5 1 4 6 0 2 5 / 3 6 3 . 9 8 m /s6 0 1 0 0 0 6 0 0 0 0dnv        HK — 接触强度计算的齿向载荷分布系数，见表 13199[3] Xx： 电动 采煤机行走部设计 20 HK =+ 21)(db + 103b b= 3dd = HK =+ 2)( + 103 48= HK — 接触强度计算的齿间载荷分配系数， 见表 131102[3]查得 HK ； DZ、BZ — 小轮及大轮单对齿啮合系数，见表 131104[3]。 1 B 1 1 B 2 D 22D2 , M 1 Z M M 1 Z 1。 M 1 Z MM 1 Z 1      因 当 〉 时 ， ； 当 时 ， 当 〉 时 ， ；当 时 ，。  z211ddz21ddt a nM42b22a232b12a11  取   z211ddz21ddt a nM32b12a142b22a22  取 1ZD .0 HO — 节点处计算接触应力的基本值， 2N/mm。 2. 计算接触应力的基本值 : uubdFZZZZ tEHHO 11   （ 3— 10） 式中： HZ — 节点区域系数， i n20c o s o s0c o s2s i nc o s c o sc o s2 22   tttbHZ EZ — 弹性系数， 2N/mm ，见表 13110[3] N /m mEZ  ； Xxxx 大学毕业设计 21 Z — 重合度系数，   Z ； Z — 螺旋角系数， 10c o sc o s  Z ； Ft— 端面内分度圆上的名义切向力 ， Ft=20xx32WdT =； b — 工作齿宽 , b=； m— 齿轮模数， m=5mm； 将以上系数带入（ 3— 10）式得： 23 8 1 2 . 9 4 . 3 12 . 3 3 1 8 9 . 8 0 . 9 1 1 4 9 1 . 0 2 N / m m7 5 2 2 . 5 4 . 3HO        将以上结果带入（ 3— 8）、（ 3— 9）得： 234 1 . 0 4 9 1 . 0 2 1 . 7 5 1 . 2 3 1 . 1 5 9 1 . 1 8 1 3 . 4 1 N / m mHH         ： XWRVLNTHHG ZZZZZZlim  （ 3— 11） 式中： HG — 计算齿轮的接触极限应力 2N/mm ； HLim — 试取齿轮的接触疲劳极限； 1limH =1180MPa 2limH =1650MPa NTZ — 接触强度计算的寿命系数。 工作寿命 2 万小时计算 4939 814 26 0 6 0 1 4 6 0 1 2 1 0 1 . 7 5 2 1 01 . 7 5 2 1 0 4 . 0 7 1 04 . 3LhLLN n jLNN i       。