电牵引采煤机的牵引部的结构设计

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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3—5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

2、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，采用双牵引方式，选用额定功率为的电机即可满足要求通过查阅资料得其主要技术参数如下表电机参数：表电机参数电机型号功率(kw)转速(n/min)电压（V）YBQYS—404014783803.2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，电动机转速，传动比，根据设计需要，欲把行走速度为左右，所以,本设计结构采用二级直齿传动和二级行星传

3、动：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：表传动比的分配MG300/701-WD牵引部传动比初步确定齿数为表齿数分配：表齿数分配MG300/701-WD牵引部齿数确定直齿高速级直齿低速级行星高速级173588行星低速级182977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。1.齿面接触强度计算根据齿面接触强度，可按下列公式估算齿轮传动的尺寸【1】(mm)(mm)式中：—齿数比，；—载

4、荷系数常用值,=2；—齿宽系数，按参考文献[1]表16-5.2圆整，取=0.5，则=0.27；—许用接触应力（），。为实验齿轮的接触疲劳极限应力（），由[1]图16.2-17查取，为接触强度计算的最小安全系数，取。则—小齿轮传递的额定转矩（），2.齿根弯曲强度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)式中：—模数系数，由参考文献[3]表14-1-78得直齿轮时，；—载荷系数，取=1.5—许用齿根应力（），，—为齿轮材料的弯曲疲劳强度的基本值，由［1］16.2-6查得=450，为抗弯曲

5、强度最小安全系数，取=1.4。则；—复合齿形系数，；YFa—齿形系数按参考文献[2]图10-5可查时，当时，=2.8，当时，=2.3。YSa—应力修正系数按参考文献[2]图10-5查时，当时，；当时，。两者比较取大者，取后者。则:取3.计算Z1,Z2齿的几何尺寸(1)啮合角：根据=61P6查得：=0.6=+=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16.2-9得：(2)实际中心距：==式中圆整为所以=(3)分度圆分离系数y：(4)齿顶高变动系数：(5)齿轮的几何尺寸：　(6)计算齿

6、顶圆压力角：===4.齿面接触强度校核计算(1)计算接触应力：小轮：=ZB(4—1)大轮：=ZD(4—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14-1-83工作机工作特性示例，取=1.0；—动载系数，由参考文献[3]图14-1-14查得KV=1.15；—接触强度计算的齿向载荷分布系数，见参考文献[3]表14-1-99—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；—小轮及大轮单对齿啮合系数，见参考文献[3]表14-1-104，取取—节点处

7、计算接触应力的基本值，；(2)计算接触应力的基本值:（4—3）式中：—节点区域系数，；—弹性系数，，；—重合度系数，；—螺旋角系数，；Ft—端面内分度圆上的名义切向力Ft=2000=b—工作齿宽,；m—齿轮模数，。将以上系数带入（4—3）式得：将以上结果带入（4—1）、（4—2）得：(3)许用接触应力：（4—4）式中：—计算齿轮的接触极限应力；—试取齿轮的接触疲劳极限；—接触强度计算的寿命系数，工作寿命1万小时计算见参考文献[3]图13-1-26查得；—润滑剂系数，—速度系数，—粗糙度系数，见参考文献[3]表13-1

8、-108持久强度：；—工作硬化系数，—接触强度计算的尺寸系数,将以上系数带入（4—4）式得：(4)计算安全系数：====—最小安全系数，见参考文献表，取。所以,齿面接触强度满足要求。5轮齿弯曲强度校核计算⑴计算齿根应力：（4—5）式中：，—使用系数，动载荷系数同齿面接触强度中的值取—弯曲强度计算的齿向载荷分布系数，—弯曲强度计算的齿间载荷分配系