连续采煤机截割机构设计(编辑修改稿)

连续采煤机截割机构设计(编辑修改稿)内容摘要：

煤机截割机构设计 18 接触疲劳极限应力 2lim1lim , HH  查教材图（ 869） 得 1limH =1500N/mm2 2limH =1400N/mm2 应力循环次数 N1 =60njLh (35) N1 =6014701(1630010) =910 N2 = N1 /u=4233600000/=910 则查教材图（ 870）得接触强度的寿命系数 z1N,z2N z1N= z2N=1 硬化系数 zw 查教材图（ 871）得 zw =1 接触强度安全系数 HS ，查教材表（ 827）得 HS = 许用接触应力 [ H ]= limH ZNZw/SH (36) 则： [! ] 1500 1 1 /    =[2 ] 1400 1 1 /    =由式（ 32）得 d1 的设计初值 d1t 为 d1t  253 2 2 .7 1 8 .4 9 1 0 2 .4 8 5 1 1 8 9 .8 2 .4 3 0 .7 7 0 .9 80 .5 2 .4 8 5 1 0 7 6 .9        d1t  法面模数 mn mn=d1tcos /Z1 (36) mn == 查表 83 取 mn=5 中心距 a 辽宁工程技术大学毕业设计 (论文 ) 19 a=mn(Z1+Z2)/(2cos ) (37) a=5(24+59)/(2cos16 ) = 圆整取 a=215mm 分度圆螺旋角  =cos1[mn(Z1+Z2)/2a] =cos1[5(24+59)/(2216)] = 小轮分度圆直径的计算值 d1t＇ =mnZ1/cos =524/= 小轮分度圆 圆 周速度 V= 60000/11 nd t =1470/60000=与估取 Vt 很相近 ,对 KV 值影响不大 ,不必修正 ,取 KV = K t = 由式（ 34）得    =[(1/Z1+1/Z2)]cos +(1/ )Z1dtan =[(1/24+1/59)] +(1/ )24 =+ =  =  = 查教材表（ 821）得 齿间载荷系数 K = 载荷系数 K=KA vKKK== 小轮分度圆直径 d131tt kkd = 取 d1=d1t＇ = 大轮分度圆直径 d2=mnZ2/cos =559/= 齿宽 b= d d1tmin== 大轮齿宽 b2=b=55mm,圆整取 小轮齿宽 b1=b2+(5～ 10)=65mm 周振坤 :连续采煤机截割机构设计 20 (3)按齿根弯曲疲劳强度校核计算： 1F = YYYYmbdKT SaFan112 [ F ] (38) 当量齿数 Zv1=Z1/ =24/ = Zv2=Zv1u== 由教材图（ 867）查得 齿型系数 YFa1= YFa2= 应力修正 系数 YSa 由教材图（ 868）查取 YSa1= YSa2= 重合度系数 Y =+ =+ = 螺旋角系数  Y=0 = 弯曲疲劳极限 limF 查教材图（ 872）得 limF =950N/mm2 弯曲疲劳寿命系数 YN,查教材图（ 873）得 YN=1 尺寸系数 YX 查教材图（ 874）得 YX= 安全系数 SF 查教材表（ 827）得 SF= 许用弯曲应力 [ F ]= XNF YYlim /SF 则许用弯曲应力 [ F ]=[1F]= ][2F=95011/=760N/mm2 故 1F =   =[ 1F ] 2F = 2 84900055 5= ][ 2F 所 以齿根弯曲强度足够。 中速级齿轮传动 的设计 (1)选择齿轮材料： 辽宁工程技术大学毕业设计 (论文 ) 21 小轮选用 用 45钢 调质处理 HRC1=56—62 大轮也选用 用 45钢 调质处理 HRC2=56—62 (2)按齿面接触疲劳强度设计计算： 采用斜齿圆柱齿轮传动，按 式（ 31） Vt =(～ )n 3 11 /np 估取圆周速度 Vt =,参考教材表 814， 815 选取 II 公差组 7 级 d1t   213 2 1 EHdHZ Z Z ZKT uu   齿宽系数 d ,查教材表 823 按齿轮相对轴承为非对称布置，取 d = 小齿轮齿数 Z1 在推荐值 20～ 40 中选 Z1=25 大齿轮齿数 Z2=Z1i=253=75 齿数比 u=Z2/Z1=75/25＝ 3 合适 uu/ =（ 33） /3=0,误差在  5%内 小轮转矩 T1=1000000载荷系数 K= AVK K K K 使用系数 KA，查教材表（ 820） KA= 动载荷系数 KV 的初值 KVt 由教材图（ 857）查得 KVt = 齿向载荷分布系数 K 由教材图（ 860）查得 K = 齿间载荷分布系数 K 的初值 K t 在推荐值（ 07 ～ 200 ）中初选 0 =16    =[(1/Z1+1/Z2)]cos +(1/ )Z1 d tan =[(1/25+1/75)]cos16 +(1/ )25tan16 =+ =  =  == 查教材表（ 821）得 K t = 周振坤 :连续采煤机截割机构设计 22 则载荷系数的初值为 ： K= AVK K K K== 弹性系数 ZE,查教材表（ 822）得 ZE= 2/mmN 节点影响系数 ZH，查教材图（ 864）得 ZH= 重合度系数 Z ，查教材图（ 865） Z = 螺旋角系数 Z = cos = 16cos = 接触疲劳极限应力 2lim1lim , HH  查教材图（ 869）得 1limH =1500N/mm2 2limH =1400N/mm2 应力循环次数 N1 =60njLh =601(1630010)=109h N 2 = N1 /u=109/3=108h 则查教材图（ 870）得接触强度的寿命系数 z1N,z2N z1N= z2N=1 硬化系数 zw 查教材图（ 871）得 zw = 接触强度安全系数 HS ，查教材表（ 827）得 HS = 许用接触应力 [ H ]= limH ZNZw/SH 则： [ 1H ]=15001[ 2H ]=14001故 d1 的设计初值 d1t 为 231 2 2 . 7 1 1 9 9 7 4 7 6 3 1 1 8 9 . 8 2 . 4 5 0 . 7 8 0 . 9 8()0 . 5 4 1 1 4 1 . 5td         1td  法面模数 mn= d1tcos /Z1 =查表 83 取 mn=6 辽宁工程技术大学毕业设计 (论文 ) 23 中心距 a=mn(Z1+Z2)/(2cos ) =6(25+75)/(2cos16 ) = 圆整取 a=315mm 分度圆螺旋角  =cos1[mn(Z1+Z2)/2a] =cos1[6(25+75)/(2313)] = 小轮分度圆直径的计算值 d1t＇ =mnZ1/cos =625/= 小轮分度圆圆周速度 V= 60000/11 nd t =与估取 Vt 很相近 ,对 KV 值影响不大 ,不必修正 ,取 KV = K t = 齿间载荷系数 K    =[(1/Z1+1/Z2)]cos +(1/ )Z1dtan =[(1/25+1/75)] +(1/ )25  =+ =  =  = 查教材表（ 821）得 K = 载荷系数 K=KA KV K K == 小轮分度圆直径 :d131tt kkd = 取 d1=d1t＇ = 则大轮分度圆直径： d2= nm Z2/cos =675/ = 齿宽 b= d 1mintd == 大轮齿宽 : b2=b,圆整取 b2=70mm 周振坤 :连续采煤机截割机构设计 24 小轮齿宽 : b1= b2+(5～ 10)=80mm (3)按齿根弯曲疲劳强度校核计算： F = YYYYmbdKT SaFan112 [ F ] 当量齿数 Zv1=Z1/ 3cos  =25/ 3cos  = Zv2=Zv1u=3= 由教材图（ 867）查得 齿型系数 YFa1= YFa2= 应力修正系数 YSa 由教材图（ 868）查取 YSa1= YSa2= 重合度系数 Y =+ =+ = 螺旋角系数  Y= = 弯曲疲劳极限 limF 查教材图（ 872）得 limF =950N/mm2 弯曲疲劳寿命系数 YN,查教材图（ 873）得 YN=1 尺寸系数 YX 查教材图 （ 874）得 YX= 安全系数 SF 查教材表（ 827）得 SF= 许用弯曲应力 [ F ]= XNF YYlim /SF 则许用弯曲应力 [ F ]=[1F]= ][2F=9501故 21 2 2 . 7 1 1 9 9 7 4 7 6 2 . 5 8 1 . 6 2 0 . 7 1 0 . 8 4 3 5 9 . 2 5 /8 0 1 5 6 . 5 6F N m m       1[]F 2F = 2 199747670 6=][ 2F 所以齿根弯曲强度足够。 圆锥齿轮传动的设计 (1)选择材料及热处理方法 ： 查表 817 辽宁工程技术大学毕业设计 (论文 ) 25 大 ,小齿轮的材料均采用 用 45钢 调质处理 HRC=5662HRC (2)按齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮精度等级： 按 Vmt =（ ～ ） n1 3 11/np 估计齿宽中心分度圆圆周速度 Vmt =参考表 815 和 814,选取第 Ⅱ 公差组 7 级 小轮大端分度圆 d1： 2131 24 ()(1 0 . 5 ) [ ]EHR R HKT Z Zd u    (34) 齿宽系数 R 推荐值 1/4—1/3 中选 R = 小齿轮齿数 Z1 按推荐值 20—40 中选 Z1 =25 大齿轮齿数 Z2 Z2 =iZ1=325=75 齿数比  = Z2 / Z1 =75/25=3 传动比误差   / =(33)/3=0 误差在  5%范围内 小轮转矩 T1=106载荷系数 K K=K A KV K 使用系数 KA 查表 820 KA = 动载荷系数 KV 初值查图 857 K tV = 齿向载荷分布系数 K 2 21 0 . 3 3 1 0 . 5 5 82 2 0 . 3Rdm Ru      查图 860 得 K = 载荷系数 K 初值 Kt = KA Kvt K == 弹性系数 ZE,查教材表（ 822）得 ZE= 2/mmN 节点影响 系数 ZH 查图 864 ZH= 接触疲劳极限应力 2lim1lim , HH  查教材图（ 869）得 1limH =1500N/mm2 2limH =1400N/mm2 周振坤 :连续采煤机截割机构设计 26 应力循环次 数 1N =60njLh=6019811630010=108 2N = 1N / =108/3=108 则查教材图（ 870）得接触强度的寿命系数 z1N。