无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计毕业设计(编辑修改稿)

无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

115 ㎜ 按齿根弯曲疲劳强度校核计算 F =nbdmKT12 YFa YSA Y Y  [ F ] （ 35） 齿形系数FY o s/24c o s/ZZ 331V1  （ 36） 12 VV  得 1aFY与2aFY 1aFY＝ 2aFY＝ 应力修正系数 YSa 1aSY＝ 2aSY＝ 重合修正系数 Y 由式 32 得 Y ＝ + =+， 所以 Y = 螺旋角系数 2 00 0 2 01Y   许用弯曲应力 [ F ]由式 （ 35） 计算 [ F ]= minF YN YX /SF 弯曲疲劳极限 minF 查图 （ 36） 1minF =460 N/㎜ 2 2minF =390N/㎜ 2 弯曲疲劳强度得寿命系数查得 2N1N YY  = 4 尺寸系数 YX YX = 安全系数 SF 则 SminF= [ 1F ]=46011/=368N/㎜ （ 37） [ F2 ]=39011/=312N/㎜ 2 （ 38） 故 1F =   = N/㎜ 2 [ 1F ] F2 =   = N/㎜ 2 [ F2 ] 满足要求， 合格。 采煤机行走部设计 图 3— 1 牵引传动系统 prevented falls drawing 按《机械设计课程设计》 选择材料及热处理方法 查表 817（ p174） [7] 无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计 5 小齿轮： 45 号钢 调质 HBS1 =245275 HBS 大齿轮： 45 号钢 正火 HBS2 =210240 HBS 按齿根弯曲疲劳强度设计计算 : 采用斜齿圆柱齿轮传动，按 Vt =(～ )n 3 000 /np =～ m/s, （ 39） 估取圆周速度 tV m/s, 选取第Ⅱ公差组 8 级 小齿轮分度圆直径 1d 由式 877 得 1d 3 21 )][(12HHEdZZZZuukT   （ 310） 齿宽系数 d 按齿轮相对轴非对称布置取 d = 小齿轮 齿数 1Z ，中选 1Z =24 大齿轮齿数 2Z =39。 1i 1Z = 24=,圆整取 2Z =83， 传动比 u = 2Z / 1Z =83/24= 传动比误差 uu/ =，误差在  5%范围内，合适 小轮转矩 0T = 0P / 0n =106 50/1500=318300 N㎜ 载荷系数 K K=KA KV K K 使用系数 KA KA = 动载荷系数 KV 857 Kvt = 齿向载荷分布系数 K 得 K = 齿间载荷分配系数 K 的初值 ， 初选 130 由式 310 得 r r =  +  =[（ 1/ 1Z +1/ 2Z ） ] cos +  tan1 1 dZ 6 =＋ = 差 值得 Kt ＝ 载荷系数 K 初值 Kt =1 = 弹性系数 EZ 得 EZ ＝ 2. mmN 节点影响系数 ZH （ X1 =X2 =0）得 ZH = 重合度系数 Z ， Z = 螺旋角系数  13cosZ = 许用接触应力 [ H ]由式 [ H ]= limH .ZN ZW /SH 接触疲劳极限应力 1limH 、 2limH 查图 869 1limH ＝ 570 N/㎜ 2 （ 311） 2limH ＝ 460 N/㎜ 2 （ 312） 应力循环次数由式 311 得 N1 =60nj hL =60 1500 1 8 300 8＝ 109 N2 = N1 / ＝ 910 /=5 810 接触强度寿命系数 Z 1N Z 2N Z1N = Z 2N =1 （ 313） 硬化系数 ZW 及说明 ZW = 接触强度安全系数 SH 查表按一般可靠度 S minH =～ 取 SH = [ 1H ]=570 1 ＝ 656 N/mm2 [ 2H ]=460 1 ＝ 529 N/mm2 1d 的设计初值 td1 23 )5 2 9 8 9( )( 1 0 3 4 9 1  （ 314）  ㎜ 无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计 7 模数： mn = td1 cos / 1Z =  13cos /24= 圆整取模数 m =4 中心距 a=m ( 1Z + 2Z )/(2 cos )=4 107/2= ㎜ 分度圆螺旋角        )8324(4c o s)2/(c o s 1211 aZZm n （ 315） = 39。 3013 小轮分度圆直径的计算 o s/244c o s/139。 1  Zmd nt ㎜ 圆周速度 V=  39。 1td 1n /60000=1500/60000=值影响不大不必修正取 Kv =Kvt = 齿间载荷分配系数 K r =  +  （ 316）   c o s)]/1/1([ 21 ZZ  = [（ 1/24+1/83）  ]= 0 a nZ1 d1    =+= 得 K = 载荷系数 K=1 = 小轮分度圆直径取 1d K 33t1 td ㎜ 取 39。 1t1  ㎜ 大轮分度圆直径 2d = cos/Zm 2n =4 83/  = ㎜ 齿宽 b = d min1td = = ㎜ 大齿轮齿宽 2b ＝ b 圆整取齿宽 2b ＝ 80 ㎜ 小齿轮宽 1b =b+（ 5～ 10） =80+5=85 ㎜ 按齿根弯曲疲劳强度校核计算 8 F = nbdmKT12 YYYY zSAF  [ F ] （ 317） 齿形系数 FY 0 o s/24c o s/ 3311  ZZ V 12 VV  得 1aFY 与 2aFY 1aFY ＝ 2aFY ＝ 应力修正系数 YSa 1aSY ＝ 2aSY ＝ 重合修正系数 Y 由式 317 得 Y ＝ + =+， 所以 Y = 螺旋角系数 2 00 0 2 01 Y 许用弯曲应力 [ F ]由式 （ 317） 计算 [ F ]= minF YN YX /SF （ 318） 弯曲疲劳极限 minF 查图 （ 3 18） 1minF = 460 N/㎜ 2 2minF = 390N/㎜ 2 弯曲疲劳强度得寿命系数查图 873 查得 21 NN YY  = 尺寸系数 YX 查图 874 YX = 安全系数 SF 查表 827 则 S minF = [ 1F ] = 46011/=368 N/㎜ 2 无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计 9 [ F2 ] =39011/=312N/㎜ 2 故 1F =   = N/㎜2 [ 1F ] F2 =   = N/㎜ 2 [ F2 ] 满足要求，合格。 2 轴的设计 32 牵引 传动箱的传动系统 examination drawing 1变速箱输出轴 2变速箱输入轴 该水平移动轴在工作过程中，受到弯矩和扭矩的作用，弯矩是吊具、工件、电、机减速器及其附件的重力造成的，其总重量最大为 350Kg，扭矩主要是吊具和轴的摩擦力造成的。 根据实际需要，轴材料选用 45 号钢，其总长度大约为 3 米，两端受支承，所以最大弯矩出现在轴的中点，即 WM ≤ [ 1 ] （ 319） 式中 ， M— 为轴所承受弯矩 N mm； W— 抗弯截面模量，本设备采用实心轴取 W = 3d ； 查表得 [ 1 ]=300。 初步确定轴的直径 10 d 3 1][ M= 1054153 =55 选轴径 d=60 mm 轴和吊具均采用 45 号钢，查资料 3，钢与钢之间的滑动摩擦系数为 ，所以摩擦力 F= 350 =515N，所以扭矩 T=30 515=15450 N mm= N m 当本设备中工作时，轴的弯矩比较大，其大小值为 5145 N m,而扭矩相对比较小，其大小为 N m，故当量弯矩近似等于弯矩，其校核可免。 材料选用 45 号钢 工作时，销轴在径向力 R 的作用下主要是受挤压和剪切，如图 所示，挤压强度条件和剪切强度条件分别为： p =dhzR  [p ] N/ 2mm （ 320）  = zdR24  [ ] N/ 2mm （ 321） 式 中 h— 挤压面最小高度，本设备中去 ； [ p ]— 许用挤压应力，按销和被联接键材料较弱者查表选取，在有轻微冲击载荷的情况下，我们取 [ p ]=110 N/ 2mm ； Z— 销的个数 ,取 1； [ ]销的许用剪切应力，对经热处理后的碳钢，取 [ ]=80 N/ 2mm 由（ 320）式得 d hzRp][ =  = 由（ 321）式得 d zR][4=   = 本设备工作时，安全系数要求很高，在考虑磨损、冲击振动、热变形等综合因素的情况下，取 d=20mm。 轴的受力分析：由于 齿轮 1 和齿轮 2 采用的是同心轴所以一轴的受力情况是： 插入阻力按 Fina 按下式计算： 无链电牵引采煤机牵引部总体设计及牵引机构设计 11 Fina =  b 0=840 =24696N 式中， b—— 同时插入料堆的承载板和的边缘之和， cm。  0 —— 单位长度插入阻力， N / cm；其查表选取  0=~ 取力的计算 取力 FP 按下式计算： FP=KdZb，  0= 2 50 =4998N 式中， Kd — 动载荷系数 Kd=~； Z — Z=2； b— 个插入料堆的边缘长度， cm。 因为齿轮 3)是齿轮轴 ,所以齿轮轴所采用的轴承分别是调心滚子轴承和推力圆柱滚子轴承 . 选择原因 :调心滚子轴承主要承受径向负荷 ,也能承受少量的双向轴向负荷 ,外圈滚道是球面 ,具有调心性能 ,内外圈轴线相对偏斜 度 ,适用于多支点轴 ,弯曲刚 度小的轴以及难于精确对中的支撑 . 推力圆柱滚子轴承 :能承受很大的单向轴向负荷 ,但是不能承受径向负荷 ,极限转速很低 ,所以使用于低速重栽场合 . 图 3— 3 轴的受力分析图 article falls drawing 12 计算截面应力： 几面右侧弯矩 M 为： M=136905*（ 6636） /66= 截面上的扭矩 T 为： T= 抗弯截面系数： W==*603=21600mm 抗扭截面系数： Wt==*603=43200mm3 截面上的弯曲应力： DB=M/W=62229/21600=截面上的扭转剪应力： T=T/Wt=620750/43200=弯曲应力幅： Da=DB=弯曲平均应力： Dm=0 扭转剪应力的应力幅与平均应力相等，即， Ta=Tm=T/2= 轴的校核： 支反力： 水平面 RH1=， RH2=，。