畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）2×132630wd采煤機(jī)可調(diào)行走箱設(shè)計(jì)

要全套設(shè)計(jì)請(qǐng)聯(lián)系QQ174320523 各專業(yè)都有目錄TOC\h\z\t"目錄1,1,目錄2,2,目錄3,3"1緒論 I軸：對(duì)于=2\*ROMANII軸：4.2行走箱傳動(dòng)齒輪嚙合參數(shù)及校核計(jì)算設(shè)計(jì)項(xiàng)目及說(shuō)明結(jié)果選擇齒輪材料，確定許用應(yīng)力查相關(guān)手冊(cè)，選小齒輪18Cr2Ni4WA滲碳淬火大齒輪18Cr2Ni4WA滲碳淬火許用接觸應(yīng)力，查相關(guān)公式為接觸疲勞極限為：齒輪壽命接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)，應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由公式查相關(guān)圖表，得和接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)則許用彎曲應(yīng)力由《齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)手冊(cè)》表2-56彎曲疲勞極限應(yīng)力修正系數(shù)彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)相對(duì)齒根圓角表面狀況系數(shù)彎曲強(qiáng)度尺寸系數(shù)彎曲強(qiáng)度最小安全系數(shù)齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算確定齒輪傳動(dòng)精度等級(jí)，按公式估取圓周速度，參照相關(guān)圖表，選取小輪分度圓直徑，由公式N/mm2N/mm2hN/mm2N/mm2N/mm2N/mm2N/mm2N/mm2N/mm2Ⅱ公差組8級(jí)齒寬系數(shù)查表，按齒輪相對(duì)軸承為非對(duì)稱布置小齒輪（變位齒輪）齒數(shù)大齒輪（變位齒輪）齒數(shù)齒數(shù)比傳動(dòng)比誤差最小變位系數(shù)，則變?yōu)橄禂?shù)，小輪轉(zhuǎn)矩載荷系數(shù)——使用系數(shù)——————齒向載荷分布系數(shù)載荷系數(shù)合適Nmm材料彈性系數(shù)查表節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)查圖表重合度系數(shù)故×齒輪模數(shù)圓整小輪分度圓直徑圓周速度標(biāo)準(zhǔn)中心距齒寬mm大輪齒寬小輪齒寬（3）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核由公式齒形系數(shù)查表小輪mmmmmmm/s與估取相近mmmmmm大輪應(yīng)力修正系數(shù)查表小輪大輪重合度重合度系數(shù)故（4）齒輪安全系數(shù)（5）齒輪其它主要尺寸計(jì)算大輪分度圓直徑根圓直徑頂圓直徑基圓直徑（6）齒輪膠合承載能力計(jì)算1)膠合承載能力計(jì)算的安全系數(shù)最小安全系數(shù)群中等膠合危險(xiǎn)2）實(shí)驗(yàn)齒輪的本體溫度和積分平均溫升式中：——FZG膠合載荷級(jí)相應(yīng)的實(shí)驗(yàn)齒輪的小齒輪轉(zhuǎn)矩，——潤(rùn)滑油在40度時(shí)的名義運(yùn)動(dòng)粘度，——潤(rùn)滑劑系數(shù)所以N/mm2N/mm2齒根彎曲強(qiáng)度滿足滿足mmmmmmmmmm=1003)嚙入系數(shù)嚙入系數(shù)是考慮滑動(dòng)速度較大的從動(dòng)齒輪齒頂嚙入沖擊載荷的影響的系數(shù)，可用嚙入重合度與嚙合重合度之比的函數(shù)來(lái)表示。驅(qū)動(dòng)方式為小齒輪驅(qū)動(dòng)大齒輪則，由《齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)手冊(cè)》表2-108取得4)齒頂修正系數(shù)是一個(gè)相對(duì)的齒頂修緣系數(shù)，它取決于相對(duì)于因彈性變形引起的有效齒頂修緣量的齒頂實(shí)際修緣量。值可根據(jù)齒頂重合度和中的最大值和計(jì)算用齒頂修緣量查取。對(duì)與低精度齒輪，規(guī)定等于1.5）重合度系數(shù)重合度系數(shù)是將假定載荷全部作用于小齒輪齒頂時(shí)的局部瞬時(shí)溫升折算成沿嚙合線的積分平均溫升的系數(shù)。由于，，6）相對(duì)焊合系數(shù)相對(duì)焊合系數(shù)是考慮熱處理或表面處理對(duì)膠合積分溫度影響的一個(gè)經(jīng)驗(yàn)性系數(shù)。它是一個(gè)相對(duì)值，由不同材料及表面處理的實(shí)驗(yàn)齒輪與標(biāo)準(zhǔn)實(shí)驗(yàn)齒輪進(jìn)行對(duì)比試驗(yàn)得出，其值可由下式計(jì)算，即式中由《齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)手冊(cè)》表2-111取得7）壓力角系數(shù)壓力角系數(shù)是用以考慮將分度圓上的載荷與切線速度轉(zhuǎn)換到節(jié)圓上系數(shù)。對(duì)于法向壓力角為20度的齒輪，作為近似考慮，其壓力角系數(shù)可近似取為8）熱閃系數(shù)熱閃系數(shù)是考慮材料特性和兩輪在嚙合點(diǎn)處沿齒廓切線方向速度的影響的系數(shù)，反映小輪和大輪的材料特性對(duì)閃溫的影響。=式中：、——小輪、大輪材料的泊松比；、——小輪、大輪材料的彈性模量；——嚙合線上的參數(shù)；、——小輪、大輪材料的熱嚙系數(shù)；——任意角。當(dāng)大、小齒輪的彈性模量、泊松比、熱接觸系數(shù)相同時(shí)，可用以下簡(jiǎn)化公式計(jì)算，即其中熱嚙系數(shù)對(duì)于表面硬化鋼，熱導(dǎo)率,單位的比熱容,彈性模量及泊松比，其熱閃系數(shù)可取為9）跑合系數(shù)式中，，充分跑合；，新加工的。10）平均摩擦系數(shù)式中：——節(jié)點(diǎn)線速度的和；——端面嚙合角；——油溫下的動(dòng)力黏度；——節(jié)點(diǎn)處曲率半徑，——齒數(shù)比；——壓力角；——基圓螺旋角；——單位齒輪載荷，——使用系數(shù)；——?jiǎng)虞d系數(shù)；——膠合承載能力計(jì)算的齒向載荷系數(shù)，；——膠合承載能力計(jì)算的齒間載荷系數(shù)，；——分度圓上名義切向載荷；——齒寬，取小輪或大輪的較小值；——粗糙度系數(shù)，——算術(shù)平均粗糙度；、——小輪與大輪在加工過(guò)的新齒面上測(cè)量的齒面粗糙度值；——潤(rùn)滑劑系數(shù)。由以上各式得11）小輪齒頂?shù)拈W溫式中——平均摩擦因數(shù)；——熱閃系數(shù)；——小齒齒頂系數(shù)；——壓力角系數(shù)；——膠合承載能力計(jì)算的螺旋線系數(shù)；——單位齒寬載荷；——分度圓線速度；——中心距；——跑合系數(shù)；——嚙入系數(shù)；——齒頂修緣系數(shù)。12）小輪齒頂幾何系數(shù)式中——小齒輪頂圓直徑；——小齒輪基圓直徑。13）本體溫度式中——工作溫度；——加權(quán)系數(shù)，取——嚙合系數(shù)；——同時(shí)嚙合的齒輪的數(shù)量；——潤(rùn)滑方式系數(shù)，用來(lái)考慮潤(rùn)滑方式對(duì)傳熱的影響，有實(shí)驗(yàn)得出：噴油潤(rùn)滑油浴潤(rùn)滑對(duì)于將齒輪浸沒(méi)油中。——積分平均溫升，是指齒面各嚙合點(diǎn)時(shí)溫升沿嚙合線的積分平均值，——重合度系數(shù)所以14）積分溫度15）膠合溫度16)安全系數(shù)取滿足膠合承載能力要求4.3行走輪校核計(jì)算擺線齒介紹擺線齒輪的齒形是由外擺線和內(nèi)擺線組成的，齒頂部分為外擺線，齒根部分為內(nèi)擺線。外擺線是一滾動(dòng)圓沿固定圓的外圓周做純滾動(dòng)時(shí)，滾動(dòng)圓上一點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)軌跡，內(nèi)擺線是一滾動(dòng)圓沿固定圓的內(nèi)圓周做純滾動(dòng)時(shí)，滾動(dòng)圓上一點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)軌跡(圖4-2)。內(nèi)擺線可以是曲線，也可以是直線。當(dāng)滾動(dòng)圓直徑等于固定圓半徑時(shí)，內(nèi)擺線即成為一條徑向直線。在形成擺線過(guò)程中的滾動(dòng)圓稱為生成圓，固定圓稱為基圓?；鶊A既是擺線齒輪的分度圓，也是擺線齒輪的節(jié)圓。在擺線嚙合中，為了保證傳動(dòng)比恒定，一個(gè)齒輪的齒頂外擺線生成圓直徑必須等于另一個(gè)齒輪的齒根內(nèi)擺線生成圓直徑。但是，對(duì)單個(gè)齒輪來(lái)說(shuō)，構(gòu)成其齒形的內(nèi)外擺線的生成圓直徑可以是任意的。擺線齒輪傳動(dòng)具有如下特點(diǎn):(1)能實(shí)現(xiàn)定傳動(dòng)比的傳動(dòng)。(2)嚙合齒廓為內(nèi)外擺線凸凹接觸，故接觸面積大，接觸應(yīng)力小。(3)齒面磨損小，磨損比較均勻。(4)嚙合線為一弧線，故嚙合線長(zhǎng)，重合度大，傳動(dòng)平穩(wěn)。(5)在節(jié)點(diǎn)處嚙合時(shí)，無(wú)徑向分壓力，故對(duì)軸承作用力小。圖4-2擺線滾動(dòng)圓運(yùn)動(dòng)軌跡(6)擺線齒輪的最少齒數(shù)小，可到6齒，可實(shí)現(xiàn)較大傳動(dòng)比。(7)擺線齒輪傳動(dòng)無(wú)可分性，即中心距不能改變，否則，將導(dǎo)致兩個(gè)內(nèi)擺線或兩個(gè)外擺線嚙合，結(jié)果會(huì)使傳動(dòng)比發(fā)生改變。(8)擺線齒輪的齒根強(qiáng)度較弱。(9)擺線齒輪的傳動(dòng)效率較高。輪齒受力分析圖4-3為直齒圓柱齒輪受力情況，轉(zhuǎn)矩T1由主動(dòng)齒輪傳給從動(dòng)齒輪。若忽略齒面間的摩擦力，輪齒間法向力Fn的方向始終沿嚙合線。圖4-3輪齒受力分析圖沿嚙合線作用在齒面上的法向載荷Fn垂直于齒面，為了計(jì)算方便，將法向載荷Fn在節(jié)點(diǎn)P處分解為兩個(gè)相互垂直的力，即一個(gè)行走輪的有效牽引力Ft和上抬力Fr，如上圖所示。并由此可得：式中：T——行走電機(jī)最終傳到行走輪上的轉(zhuǎn)矩，N·m；d——擺線行走輪的節(jié)圓直徑，m；α——嚙合角（壓力角）。行走輪和銷齒接觸應(yīng)力分析計(jì)算接觸問(wèn)題最先是由赫茲（Hertz）解決的，他得出了兩個(gè)接觸體之間由于法向力引起接觸表面的應(yīng)力和變形。常用的赫茲接觸應(yīng)力計(jì)算公式式中，、——材料的彈性模量;、——材料的泊松比；L——接觸長(zhǎng)度；、——曲率半徑；由赫茲（Hertz）公式化簡(jiǎn)可得齒輪接觸應(yīng)力計(jì)算公式：式中——沿齒寬單位長(zhǎng)度上的載荷，N/mm——兩嚙合齒在嚙合點(diǎn)處的綜合曲率半徑，mm——材料彈性影響系數(shù)由式可知，輪齒接觸應(yīng)力的大小與接觸點(diǎn)處齒廓曲率半徑的大小有關(guān)，且與綜合曲率半徑成反比。擺線齒輪節(jié)圓以內(nèi)為內(nèi)擺線，節(jié)圓以外為外擺線，曲率半徑分別為：式中、——外、內(nèi)擺線的曲率半徑，mm、——外內(nèi)擺線的發(fā)生圓半徑，mm——擺線齒輪的分度圓半徑，mm、——外、內(nèi)擺線的發(fā)生參數(shù)，rad擺線齒嚙合時(shí)一齒之齒根內(nèi)擺線發(fā)生圓半徑必與另一外擺線發(fā)生圓半徑相等或反之。由擺線齒輪齒廓曲線的生成可知，擺線發(fā)生參數(shù)在動(dòng)力傳動(dòng)用齒輪中不會(huì)大于，在整個(gè)嚙合區(qū)內(nèi)，以節(jié)點(diǎn)嚙合時(shí)的綜合曲率半徑為最小，按Hertz公式，其接觸應(yīng)力最大，按理論應(yīng)由其決定擺線齒輪的接觸強(qiáng)度，但由于節(jié)點(diǎn)處的齒廓曲率半徑為零，已完全不符合Hertz公式的假設(shè)條件。綜合曲率半徑亦為零，Hertz公式不能給出確定的值。因此，擺線齒輪的接觸強(qiáng)度難以用Hertz公式求解。有限元分析計(jì)算行走輪和銷齒接觸應(yīng)力有限元法是解決非赫茲型接觸問(wèn)題的有效手段。比較而言，有限元法消除了模型中的一些條件限制，如對(duì)接觸形狀和尺寸等無(wú)原則性的限制等。另外，有限元法已發(fā)展成為一種成熟的解決工程問(wèn)題的數(shù)值方法。Pro/E中的Mechanica分析模塊是Pro/E最主要的分析模塊之一，是集靜態(tài)、動(dòng)態(tài)結(jié)構(gòu)分析與一體的有限元模塊，能夠模擬真實(shí)環(huán)境為模型施加約束及載荷，測(cè)算模型的應(yīng)力、應(yīng)變、位移等參數(shù)，實(shí)現(xiàn)靜態(tài)、翹曲、疲勞、頻率、振動(dòng)等多種分析。使用界面及操作風(fēng)格與其他常用模塊十分相近，對(duì)于Pro/E使用者來(lái)說(shuō)容易上手，另外Mechanica的集成工作模式能夠直接調(diào)用建模參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化分析，這是其他分析軟件無(wú)法做到的。擺線齒輪由于轉(zhuǎn)動(dòng)嚙合的各個(gè)位置接觸應(yīng)力不同，且內(nèi)擺線和外擺線相連處奇點(diǎn)的接觸應(yīng)力從理論上講是最大的，所以取行走輪正好轉(zhuǎn)到其奇點(diǎn)與銷排銷齒嚙合時(shí)建立模型。（如圖4-4）圖4-4接觸模型Pro/E有限元分析的大體步驟如下：（1）建立模型；（2）劃分網(wǎng)格;（3）定義模型材料;（4）定義接觸面；（5）給定必須的邊界條件；（6）設(shè)定載荷；（7）建立分析/研究；（8）獲取結(jié)果下面分別比較詳細(xì)的說(shuō)明這些步驟。建好模型后，打開(kāi)應(yīng)用程序菜單中的Mechanica分析模塊，然后為模型劃分網(wǎng)格。網(wǎng)格劃分時(shí)，除了兩個(gè)接觸面外，其它地方的網(wǎng)格在滿足網(wǎng)格劃分要求的前提下盡量劃分的少一點(diǎn)，Pro/E可以自動(dòng)劃分網(wǎng)格，劃分后的網(wǎng)格圖如圖4-5所示。劃分好網(wǎng)格后，創(chuàng)建接觸對(duì)：必須認(rèn)識(shí)到，模型在變形期間哪些地方可能發(fā)生接觸，識(shí)別出潛在的接觸面，通過(guò)目標(biāo)單元和接觸單元來(lái)定義它們。Pro/E可以通過(guò)連接功能自動(dòng)檢測(cè)接觸面。圖4-5網(wǎng)格模型劃分網(wǎng)格劃分AutoGEMSummaryEntitiesCreated:Beam:0Edge:345Tri:0Face:423Quad:0Face-FaceLink:0Tetra:168Edge-FaceLink:0Wedge:0Brick:0給定模型材質(zhì)后給模型施加約束和載荷，為了模擬實(shí)際工況，約束銷排銷齒各個(gè)方向的自由度，即固定銷排銷齒，行走輪在柱坐標(biāo)系下約束其徑向自由度和軸向自由度，不約束其周向自由度，即行走輪只能繞其中心軸轉(zhuǎn)動(dòng)。載荷加在行走輪和銷齒接觸面相對(duì)的另一面的幾行節(jié)點(diǎn)的柱坐標(biāo)系的周向上。知道扭矩T和節(jié)圓半徑可以求得加在行走輪上的載荷為226682.5N，加好載荷及約束的模型如圖4-6所示。圖4-6加上約束和載荷的有限元模型圖4-7診斷對(duì)話框一切設(shè)置好以后打開(kāi)Mechanica分析研究對(duì)話框，建立靜態(tài)分析模型Analysis1，然后運(yùn)行分析模塊，運(yùn)行界面如圖Pro/E4.0增加了錯(cuò)誤診斷分析對(duì)話框，可以對(duì)分析過(guò)程中出現(xiàn)的錯(cuò)誤明確指出錯(cuò)誤原因，以便針對(duì)出現(xiàn)的錯(cuò)誤進(jìn)行修改，假如出錯(cuò)將得不到運(yùn)行結(jié)果。診斷對(duì)話框如圖4-7所示，由圖4-8可以知道沒(méi)有出現(xiàn)錯(cuò)誤，運(yùn)行過(guò)程一切正常，得到運(yùn)行結(jié)果。圖4-8運(yùn)行對(duì)話框觀察分析結(jié)果如下組圖所示圖4-9輪齒應(yīng)力云圖圖4-10輪齒應(yīng)變?cè)茍D圖4-11銷齒應(yīng)力云圖圖4-12銷齒應(yīng)變?cè)茍D分析計(jì)算結(jié)果整理如表4-1所示：表4-1行走輪銷齒接觸最大應(yīng)力/MPa1224最大變形/mm有限元法計(jì)算出的應(yīng)力為VonMises應(yīng)力，其定義為：式中：、、——分別為第一、二、三主應(yīng)力。其對(duì)應(yīng)的強(qiáng)度校核理論是第四強(qiáng)度理論，即：式中：——材料許用應(yīng)力；——材料的極限應(yīng)力；——安全系數(shù)。對(duì)18Cr2Ni4WA這種材料，＝1270MPa，取安全系數(shù)為1.25時(shí)，由上式可得其許用應(yīng)力為＝1016MPa。接觸部位齒輪輪齒的應(yīng)力分布如圖4-13所示（圖中單位均為千克力和毫米，均為MISES應(yīng)力）。由應(yīng)力圖可見(jiàn)，最大應(yīng)力位于靠近接觸位置的邊緣，達(dá)到1218MPa，實(shí)際中不可能存在這么大的應(yīng)力，它遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于一般碳鋼的屈服極限，表明其已經(jīng)進(jìn)入塑性變形階段。除了接觸部位以外，大部分結(jié)構(gòu)的應(yīng)力都比較小，即使在被認(rèn)為彎矩較大的輪齒根部，遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于材料的屈服極限，處于彈性變形階段。因此可以判斷，接觸力對(duì)齒根的彎矩不是齒輪齒根斷裂的原因。而位于接觸位置的輪齒邊緣，由于高應(yīng)力而產(chǎn)生塑性變形，在反復(fù)接觸載荷作用下，必然會(huì)產(chǎn)生裂紋，并不斷擴(kuò)展，最終導(dǎo)致輪齒斷裂。而要找到輪齒齒根發(fā)生斷裂其根本原因，則需要對(duì)齒軌接觸作進(jìn)一步的分析。圖4-13應(yīng)變圖綜合以上分析計(jì)算結(jié)果可得如下結(jié)論：（1）赫茲公式算法求出的接觸應(yīng)力不是很適合行走輪和銷齒這種接觸類型的計(jì)算。（2）最大應(yīng)力位于靠近接觸位置的邊緣，其數(shù)值遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過(guò)材料的屈服極限，已經(jīng)進(jìn)入塑性變形階段?？梢灶A(yù)見(jiàn)，在輪齒的邊緣將產(chǎn)生裂紋，并且不斷的擴(kuò)展，導(dǎo)致最終發(fā)生輪齒斷裂。（3）除了接觸區(qū)域外，大部分結(jié)構(gòu)的應(yīng)力都比較小，輪齒根部的應(yīng)力也比較小，這表明接觸力對(duì)齒根的彎矩不是導(dǎo)致輪齒斷裂的直接原因。但在齒根產(chǎn)生裂紋后，可能會(huì)加速裂紋的擴(kuò)展。（4）采煤機(jī)行走輪所受的最大接觸應(yīng)力均已超過(guò)材料的許用應(yīng)力（[σ]＝1016MPa），這是在銷齒末修成鼓型且工況理想的情況下得出的數(shù)據(jù)，但實(shí)際中的銷齒是修成鼓型的且理想工況較少，所以行走輪和銷齒所受的接觸應(yīng)力勢(shì)必要比上面求出的數(shù)據(jù)要大。而過(guò)大的接觸應(yīng)力肯定會(huì)引起材料的塑性變形及加劇行走輪和銷齒嚙合的磨損。（5）齒軌間接觸力中，縱向、橫向摩擦力相對(duì)較小，法向力在接觸力中起主導(dǎo)作用。由于齒軌間比較大的法向力作用，必然導(dǎo)致接觸表面的疲勞磨損。（6）行走輪由于接觸而引起的應(yīng)變都不是很大。

因此，為了最終解決齒軌疲勞及斷裂問(wèn)題，一方面應(yīng)該進(jìn)一步對(duì)齒軌模型進(jìn)行彈塑性接觸計(jì)算，以得到更準(zhǔn)確的應(yīng)力分布，同時(shí)進(jìn)一步分析外載荷條件與接觸應(yīng)力變化關(guān)系。另一方面，根據(jù)計(jì)算結(jié)果對(duì)齒輪和銷軌的幾何尺寸進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，以減小齒軌間的接觸應(yīng)力。4.4行走輪彎曲強(qiáng)度分析計(jì)算齒根彎曲強(qiáng)度有限元分析計(jì)算齒輪在受力時(shí)，齒根所受的彎矩最大，因此齒根處的彎曲疲勞強(qiáng)度最弱。對(duì)于普通共軛傳動(dòng)的標(biāo)準(zhǔn)齒輪，當(dāng)齒輪在齒頂處嚙合時(shí)，處于雙對(duì)齒嚙合區(qū)，此時(shí)彎矩的力臂雖然最大，但力并不是最大，因此彎矩并不是最大。根據(jù)分析和實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)，齒根所受的最大彎矩發(fā)生在輪齒嚙合點(diǎn)位于單對(duì)齒嚙合區(qū)最高點(diǎn)時(shí)。但對(duì)于行走輪而言，它和銷齒處于單齒嚙合狀態(tài)，再加上其制造精度相對(duì)較低及使用環(huán)境非常惡劣，實(shí)際上在齒頂處嚙合時(shí)是最不利的工況。鑒于此，通常按全部載荷作用于齒頂來(lái)計(jì)算齒根的彎曲強(qiáng)度。同時(shí)，采用這種算法，輪齒的彎曲強(qiáng)度比較富裕，這也符合煤礦機(jī)械的設(shè)計(jì)校核要求。采煤機(jī)行走輪采用擺線，尺寸參數(shù)已在上面章節(jié)中算出。齒輪的材料采用18Cr2Ni4WA,其材料屬性為：彈性模量E≈2.02e11Pa，泊松比μ≈0.273。載荷分兩種情況加：第一種情況，將額定載荷加在行走輪齒頂圓的切線方向（如圖4-14），屬于純彎曲；第二種情況，將額定載荷加在行走輪相應(yīng)齒形齒廓的最高點(diǎn)壓力角方向上（如圖4-15），屬于既受彎矩又受壓力。圖4-14切線方向圖4-15壓力角方向建模時(shí)忽略了圓角等幾何要素，將行走輪處理成固支連續(xù)體：即將兩側(cè)和底面圓弧邊界上的所有節(jié)點(diǎn)施加固定約束。這樣的處理從整體看與主動(dòng)輪上裝一摩擦離合器，從動(dòng)輪上載荷超過(guò)某一極限值，離合器打滑時(shí)的情形相似，可以認(rèn)為是合理的。齒輪計(jì)算模型邊界范圍的劃分對(duì)有限元的計(jì)算結(jié)果毫無(wú)疑問(wèn)是有影響的。理想而又可靠的邊界范圍是包括一對(duì)齒輪在內(nèi)的全部齒輪體。考慮到各方面因素這樣做是不現(xiàn)實(shí)的，因此要進(jìn)行合理簡(jiǎn)化。國(guó)外一些科研機(jī)構(gòu)已對(duì)此作了大量研究，在這些著述中，雖然他們大多數(shù)研究的出發(fā)點(diǎn)都是圣維南定理，結(jié)論卻有較大差異。對(duì)連續(xù)體推薦取式中m為齒輪模數(shù)，如圖4-16所示。實(shí)踐證明，這樣的處理結(jié)果對(duì)一般參數(shù)的齒輪傳動(dòng)是合適的，對(duì)重載大模數(shù)齒輪傳動(dòng)卻不盡合理，因其齒數(shù)少，一般為8～13?？紤]行走輪的實(shí)際結(jié)構(gòu)形式參照文獻(xiàn)【2.3】，模型的邊界范圍取為：式中如4-17圖。圖4-16邊界模型圖4-17實(shí)際模型二維圖Mechanica有限元法計(jì)算出的應(yīng)力為VonMises應(yīng)力，其定義為：式中：、、——分別為第一、二、三主應(yīng)力。其對(duì)應(yīng)的強(qiáng)度校核理論是第四強(qiáng)度理論，即：式中：——材料許用應(yīng)力；——材料的極限應(yīng)力；——安全系數(shù)。對(duì)18Cr2Ni4WA這種材料，＝1270MPa，取安全系數(shù)為1.25時(shí)，由上式可得其許用應(yīng)力為＝1016MPa。下圖為應(yīng)力、應(yīng)變、矢量位移圖。圖4-18切線方向應(yīng)力云圖圖4-19切線方向應(yīng)變?cè)茍D圖4-20壓力角方向應(yīng)力云圖圖4-21壓力角方向應(yīng)變?cè)茍D圖4-22切線方向矢量位移圖圖4-23壓力角方向矢量位移圖齒根圓弧邊緣受力圖表如下表4-2，4-3所示：圖表4-2切線方向圖表4-3壓力角方向經(jīng)過(guò)以上分析計(jì)算，結(jié)果總結(jié)如下表4-4所示：表4-4載荷方向齒根最大壓應(yīng)力（MPa）齒根最大拉應(yīng)力（MPa）齒頂最大位移（mm）切線方向壓力角方向行走輪彎曲應(yīng)力計(jì)算結(jié)果分析（1）由分析云圖可以看出，按兩種方向加額定載荷，齒根危險(xiǎn)截面位置幾乎不變，受壓區(qū)域的大應(yīng)力范圍大于受拉區(qū)域。（2）由分析計(jì)算結(jié)果可知，額定載荷下的應(yīng)力值都小于所用材料的許用應(yīng)力1016MPa，滿足靜強(qiáng)度要求。由于行走輪通常情況下轉(zhuǎn)速較低，所以沒(méi)有考慮其彎曲疲勞強(qiáng)度。（3）通過(guò)應(yīng)力分析圖表可以知道齒根圓弧受力最大的位置，根據(jù)此分析結(jié)果可以制定相應(yīng)的齒根滲炭、滲氮及噴丸處理的工藝參數(shù)，可達(dá)到強(qiáng)化齒根的目的。4.5行走箱內(nèi)軸的設(shè)計(jì)花鍵軸的設(shè)計(jì)與校核（1）軸設(shè)計(jì)參數(shù)（2）初步估算軸的直徑，查表取A=98取155mm（3）花鍵設(shè)計(jì)計(jì)算花鍵材料軸材料選調(diào)質(zhì)處理，花鍵模數(shù)??；齒數(shù)取；漸開(kāi)線齒形，平根，壓力角為30度。分度圓直徑基圓直徑內(nèi)花鍵大徑基本尺寸：內(nèi)花鍵小徑基本尺寸：；外花鍵大徑基本值：；外花鍵小徑基本值：；花鍵強(qiáng)度驗(yàn)算：靜連接式中，——齒間載荷分配不均勻系數(shù)，一般取0.7;——花鍵齒數(shù)；——花鍵齒側(cè)面的工作高度，mm。對(duì)矩形花鍵，其中D和d分別為花鍵軸的外徑和內(nèi)徑，c為齒頂?shù)牡箞A半徑，對(duì)漸開(kāi)線花鍵h=m，其中m為模數(shù)；——花鍵的平均直徑，mm。對(duì)矩形花鍵，對(duì)漸開(kāi)線花鍵，其中d為分度圓直徑；——齒的工作長(zhǎng)度，mm；許用擠壓應(yīng)力為120～220MPa不均勻系數(shù)強(qiáng)度合格。心軸的設(shè)計(jì)與校核（1）軸上所受力的計(jì)算行走輪有效牽引力和上抬力如圖4-24圖4-24輪齒受力圖式中：T——行走電機(jī)最終傳到行走輪上的轉(zhuǎn)矩，N·m；d——擺線行走輪的節(jié)圓直徑，m；α——嚙合角（壓力角）。(2)根據(jù)軸的機(jī)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和當(dāng)量彎矩圖，如圖4-25所示,由于軸上套有軸承軸上的扭矩忽略不計(jì)。圖4-25彎矩圖由計(jì)算得（3）按彎扭合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度空心軸式中：——軸的直徑，mm——軸在計(jì)算截面所受載荷，——空心軸內(nèi)徑與外徑之比，——許用應(yīng)力，固定心軸：載荷平穩(wěn)=；載荷變化=，轉(zhuǎn)動(dòng)心軸：=、、——軸的許用彎曲應(yīng)力，，按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查表6-1-1。軸的材料為，淬火滲碳。查相關(guān)資料得，則取，=180，所以取=110當(dāng)量彎矩該軸滿足強(qiáng)度要求（4）疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核式中：——材料的彎曲疲勞極限，——軸在計(jì)算截面上的彎矩，——軸在計(jì)算截面的抗彎模數(shù)，?！趶?qiáng)度的許用安全系數(shù)，見(jiàn)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表6-1-23，取——從標(biāo)準(zhǔn)試件的疲勞極限到零件的疲勞極限的換算系數(shù)，軸上配合零件邊緣的值見(jiàn)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表6-1-27——彎曲時(shí)平均應(yīng)力折合為應(yīng)力幅的等效系數(shù)，其值如下：低碳鋼中碳鋼合金鋼所以（5）心軸的靜強(qiáng)度校核危險(xiǎn)截面的安全系數(shù)校核公式為：式中：、——軸計(jì)算截面上所受的最大彎矩和扭矩，、——軸計(jì)算截面的抗彎和抗扭截面模數(shù)，——材料的屈服極限，——靜強(qiáng)度的許用安全系數(shù)，其值如下，如果軸的損壞會(huì)引起嚴(yán)重事故，值應(yīng)適當(dāng)加大，從表4-5取=2.0。表4-55～～～～～鑄造軸～

如最大載荷只能近似求得及應(yīng)力無(wú)法準(zhǔn)確計(jì)算時(shí)，上述之值應(yīng)增大20～50%。如果校核計(jì)算結(jié)果表明安全系數(shù)太低，可通過(guò)增大軸徑尺寸及改用較好的材料等措施，以提高軸的靜強(qiáng)度安全系數(shù)。滿足要求4.6行走箱各軸承的設(shè)計(jì)校核計(jì)算滾動(dòng)軸承設(shè)計(jì)校核概述滾動(dòng)軸承是現(xiàn)代機(jī)器中廣泛應(yīng)用的部件之一，常用的滾動(dòng)軸承大多已經(jīng)標(biāo)注化，并由專業(yè)工廠大量制造。設(shè)計(jì)中主要解決軸承的正確選用問(wèn)題。按軸承所能承受的外載荷不同，滾動(dòng)軸承可以分為向心軸承、推力軸承和向心推力軸承三大類。按滾動(dòng)體的形狀，滾動(dòng)軸承可分為球軸承和滾子軸承。按自動(dòng)調(diào)心性能，軸承可分為調(diào)心軸承和非調(diào)心軸承。設(shè)計(jì)滾動(dòng)軸承部件時(shí)，首先是選擇滾動(dòng)軸承的類型，應(yīng)考慮軸承的工作條件。各類軸承的特點(diǎn)、價(jià)格等因素。一般選擇滾動(dòng)軸承類型時(shí)應(yīng)考慮的問(wèn)題主要有：軸承所受的載荷（1）載荷的大小載荷較輕或中等載荷時(shí)，可選用球軸承；載荷較大時(shí)選用滾子軸承。（2）載荷的方向當(dāng)徑向載荷與軸向載荷聯(lián)合作用時(shí)，也可選用向心軸承和推力軸承聯(lián)合使用，以分別承受徑向載荷和軸向載荷。（3）載荷的性質(zhì)承受徑向載荷沖擊時(shí)，宜選用螺旋滾子軸承或圓錐滾子軸承。2）載荷的轉(zhuǎn)速通常，轉(zhuǎn)速較高，載荷較小或要求旋轉(zhuǎn)精度較大時(shí)，宜選用球軸承；轉(zhuǎn)速較低，載荷較大或有沖擊載荷時(shí)宜選用滾子軸承。推力軸承的極限轉(zhuǎn)速很低。工作轉(zhuǎn)速較高時(shí)，若軸向負(fù)荷不十分大，可采用角接觸球軸承承受軸向負(fù)荷。3）調(diào)心性能的要求當(dāng)軸承的內(nèi)外圈軸線有較大的相對(duì)轉(zhuǎn)角時(shí)，應(yīng)采用調(diào)心球軸承或調(diào)心滾子軸承。4）安裝和拆卸當(dāng)軸承座沒(méi)有剖分面而必須沿軸向安裝和拆卸軸承部件是，應(yīng)優(yōu)先選用內(nèi)外圈可分離的軸承（如圓柱滾子）、滾針軸承、圓錐滾子軸承）。當(dāng)軸承在長(zhǎng)軸上安裝時(shí)，為了便于裝拆，可以選用其內(nèi)圈孔為1：12的圓錐孔的軸承。5）經(jīng)濟(jì)性的要求一般來(lái)說(shuō)，深溝球軸承價(jià)格最低，滾子軸承比球軸承價(jià)格高。軸承精度越高，則價(jià)格越高。選擇軸承時(shí)，必須詳細(xì)了解各類軸承的價(jià)格，在滿足使用要求的前提下，盡可能地降低成本。滾動(dòng)軸承的常見(jiàn)失效形式主要有以下幾種：1）疲勞點(diǎn)蝕在正常使用條件下，滾動(dòng)體與套圈在相互接觸的表層內(nèi)產(chǎn)生脈動(dòng)循環(huán)接觸應(yīng)力，經(jīng)過(guò)一定的次數(shù)循環(huán)后，此應(yīng)力就導(dǎo)致零件前表層形成圍觀裂縫，圍觀裂紋被滲入其中的潤(rùn)滑油擠裂而引起點(diǎn)蝕，這是滾動(dòng)軸承常見(jiàn)的失效形式。2）塑性變形在過(guò)大的靜負(fù)荷或沖擊負(fù)荷作用下，滾動(dòng)體或套圈滾道上出現(xiàn)不均勻的塑性變形凹坑，這種情況多發(fā)生在轉(zhuǎn)速極低或擺動(dòng)的軸承。3）磨損滾動(dòng)軸承在密封件不可靠以及多塵的運(yùn)轉(zhuǎn)條件下工作時(shí)，易發(fā)生磨粒磨損。轉(zhuǎn)速越高磨損越嚴(yán)重。4）裂紋和斷裂由于材料缺陷和熱處理不當(dāng)，配合過(guò)盈量大或軸承組合設(shè)計(jì)不當(dāng)而引起應(yīng)力集中，及不正常的安裝、拆卸操作等，會(huì)使座圈或保持架出現(xiàn)裂紋甚至斷裂。對(duì)于中速運(yùn)轉(zhuǎn)的軸承，其主要的失效形式是疲勞點(diǎn)蝕，應(yīng)按疲勞壽命進(jìn)行校核計(jì)算。對(duì)于高速軸承，由于發(fā)熱大，常產(chǎn)生過(guò)度磨損和燒傷，為避免軸承產(chǎn)生失效，除保證軸承疲勞壽命之外，還應(yīng)限制其轉(zhuǎn)速不超過(guò)極限值。對(duì)于不轉(zhuǎn)動(dòng)或轉(zhuǎn)速極低的軸承，其主要的失效形式是產(chǎn)生過(guò)大的塑性變形，應(yīng)進(jìn)行靜強(qiáng)度的校核計(jì)算。采煤機(jī)屬于24小時(shí)連續(xù)工作的礦山機(jī)械，所以選用圓柱滾子軸承壽命一般為5000h左右?；ㄦI軸上軸承校核1）計(jì)算花鍵軸上軸承所承受的力軸向載荷徑向載荷（1）水平支反力N，N（2）垂直支反力N，N（3）合成支反力合力為NN2）計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷軸承1型號(hào)為圓柱滾子軸承42136，其額定動(dòng)載荷為N，額定靜載荷N軸承工作時(shí)有中等沖擊，載荷系數(shù)取故當(dāng)量動(dòng)載荷N軸承2型號(hào)為圓柱滾子軸承42136，其額定載荷為，軸承工作時(shí)有中等沖擊，載荷系數(shù)取故當(dāng)量動(dòng)載荷N3）計(jì)算軸承壽命軸承壽命為工作時(shí)，軸承的溫度不高，溫度系數(shù)壽命系數(shù)，滾子軸承故所以軸承合格心軸軸承校核軸向載荷徑向載荷（1）水平支反力N，N（2）垂直支反力N，N（3）合成支反力合力為NN由于每處放相同的兩個(gè)軸承則NN2）計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷軸承3型號(hào)為無(wú)內(nèi)圈圓柱滾子軸承292318E，其額定動(dòng)載荷為N，額定靜載荷N軸承工作時(shí)有中等沖擊，載荷系數(shù)取故當(dāng)量動(dòng)載荷N軸承4型號(hào)為無(wú)內(nèi)圈圓柱滾子軸承292318E，其額定動(dòng)載荷為N，額定靜載荷N軸承工作時(shí)有中等沖擊，載荷系數(shù)取故當(dāng)量動(dòng)載荷N3）計(jì)算軸承壽命軸承壽命為工作時(shí)，軸承的溫度不高，溫度系數(shù)壽命系數(shù)，滾子軸承故所以軸承合格4.7提高采煤機(jī)軸承使用壽命的措施軸承是采煤機(jī)重要的基礎(chǔ)元部件，其作用是支承傳動(dòng)軸和軸上零件，使軸保持在確定的工作位置，保證軸的旋轉(zhuǎn)精度并減小軸與軸承之間的摩擦及磨損。軸承的可靠性和使用壽命對(duì)采煤機(jī)正常工作影響很大。近年來(lái)，采煤機(jī)使用中，由于軸承失效引起的機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)故障增多，甚至由于軸承的早期損壞造成減速箱內(nèi)齒輪打牙，軸卡死，迫使采煤機(jī)解體上井檢修，給生產(chǎn)帶來(lái)嚴(yán)重?fù)p失。因此，如何提高軸承的使用壽命已成為采煤機(jī)工作可靠性和實(shí)現(xiàn)綜采工作面高產(chǎn)、高效急需解決的一個(gè)問(wèn)題。提高采煤機(jī)軸承使用壽命的若干措施如下：（1）改進(jìn)軸提高計(jì)壽命采煤機(jī)軸承的一般設(shè)計(jì)壽命都低于5000h(齒輪設(shè)計(jì)壽命)，有的只有1000～2000h，而國(guó)外則高達(dá)10000～20000h，可見(jiàn)差距之大。在采煤機(jī)設(shè)計(jì)時(shí)，對(duì)重要軸承可用進(jìn)口產(chǎn)品，一般應(yīng)優(yōu)先采用改進(jìn)后的加強(qiáng)型的軸承。如，圓柱滾子軸承，用E型比原先增大滾子直徑、長(zhǎng)度和數(shù)量以及采用對(duì)數(shù)母線變曲率凸度滾子，實(shí)現(xiàn)沿滾子軸向接觸應(yīng)力合理分布。這些措施使軸承額定動(dòng)負(fù)荷比舊軸承平均提高40%～50%，軸承計(jì)算壽命相應(yīng)提高2.1～2.9倍(如4261oE比42610額定動(dòng)負(fù)荷約提高37%，計(jì)算壽命提高1.8倍)。又如，調(diào)心滾子軸承用對(duì)稱型取代非對(duì)稱型，改內(nèi)圈中擋邊為活動(dòng)，從而改善滾子引導(dǎo)和應(yīng)力分布及滾子與內(nèi)外滾道的吻合率，使額定動(dòng)負(fù)荷能力平均提高25%-～2.1倍(如55610比361。額定動(dòng)負(fù)荷約提高30%，計(jì)算壽命提高1.4倍)。（2）搖臂支承采用專用的滑動(dòng)軸承采煤機(jī)調(diào)高時(shí)，搖臂回轉(zhuǎn)速度很慢，但要承受很大徑向和軸向沖擊載荷。一般采煤機(jī)多用調(diào)心滾子軸承和短圓柱滾子軸承，使用中發(fā)現(xiàn)軸承早期損壞，造成機(jī)殼變形，滾子散落進(jìn)入機(jī)殼，將齒輪擠壞。目前解決辦法是采用向心關(guān)節(jié)球軸承和三層復(fù)合材料制成的滑動(dòng)軸承。（3）研制礦用重載軸承軸承用高碳鉻錳軸承鋼材料，經(jīng)整體淬火處理，表面硬度高，，要求HRC60～64。但對(duì)缺口敏感，在應(yīng)力集中處受沖擊載荷易發(fā)生疲勞裂紋。如用低碳合金鋼(如，17CrNIMo6，20CrZNi4A，等)滲碳、悴火，表面硬度也可達(dá)HRC58～62，心部硬度約達(dá)HRC46左右。這種軸承既能耐磨損，有足夠的表面強(qiáng)度;又有高的心部強(qiáng)度、韌性。因而，能抗沖擊，適用于制造大型滾子軸承。對(duì)于采煤機(jī)滾筒軸和搖臂軸軸承采用這種新材料、新工藝可大大提高其抗沖擊性能，從而延長(zhǎng)了使用壽命。為了進(jìn)一步提高現(xiàn)有軸承的承截能力，可用真空脫氣鋼和電渣重熔鋼取代常用的電爐軸承鋼，使鋼材中偏析、夾渣、硫化物及氫、氧含量減小，組織和硬度均勻，改善了塑性、韌性，從而提高了疲勞強(qiáng)度(見(jiàn)表4-6)。表4-6材質(zhì)動(dòng)負(fù)荷能力提高率（%）調(diào)心滾子軸承圓柱滾子軸承圓錐滾子軸承真空脫氣鋼151010電渣重熔鋼20-506020-50（4）改進(jìn)軸承的潤(rùn)滑和密封軸承工作時(shí)，滾動(dòng)體與滾道，保持架和內(nèi)外圈及滾動(dòng)體都有摩擦，潤(rùn)滑劑可減小磨損，特別在滾動(dòng)體和滾道之間形成油膜，可減小接觸應(yīng)力，降低溫度，從而延長(zhǎng)軸承壽命。采煤機(jī)軸承潤(rùn)滑用油，一般為N220，N32。極壓工業(yè)齒輪油，多采用油池飛濺或飛濺加循環(huán)聯(lián)合潤(rùn)滑方式。主要存在問(wèn)題是密封不可靠，造成油大量泄漏，外部煤粉、灰塵不斷浸入，軸承磨損加劇，軸承潤(rùn)滑不良，甚至缺油使表面過(guò)熱燒傷。目前解決采煤機(jī)主要部位密封的措施有:1)高速軸油封通過(guò)改進(jìn)密封材料、結(jié)構(gòu)，以提高其使用壽命；2)搖臂回轉(zhuǎn)軸承用油脂(2*銼基脂)潤(rùn)滑并用油封把它與固定箱油池隔開(kāi)；3)對(duì)低速軸(如，滾筒軸、行走輪軸，等)采用端面浮動(dòng)油封。通過(guò)0形圈彈性變形產(chǎn)生端面比壓，使二浮動(dòng)環(huán)靠緊并傳遞扭矩，補(bǔ)償磨損。該油封對(duì)振動(dòng)、沖擊及軸向徑向偏斜不敏感，特別適用于低速(2m/s以下)、有煤粉泥漿條件下的軸承密封。（5）嚴(yán)格訂貨驗(yàn)收、確保軸承制造質(zhì)量軸承本身的質(zhì)量是影響其安裝性能和使用壽命的重要因素。如，有的軸承內(nèi)外徑尺寸超差不能與軸和殼孔正確的配合，有的軸承游隙過(guò)大，安裝后徑向、軸向竄動(dòng)量大。也還發(fā)現(xiàn)軸承材料有偏析、夾渣，硬度低，組織不合格，有微裂紋等缺陷，造成軸承過(guò)早損壞。當(dāng)前國(guó)內(nèi)軸承廠家繁多，質(zhì)量相差大而且不穩(wěn)定。因此，在訂貨時(shí)要選好廠家，通過(guò)嚴(yán)格驗(yàn)收并進(jìn)行質(zhì)量跟蹤和檢測(cè)，以保證軸承的質(zhì)量要求。（6）提高軸承組件的制造和安裝質(zhì)量既使軸承本身精度高，質(zhì)量?jī)?yōu)，但由于其組件的制造和安裝誤差及間隙調(diào)整不當(dāng)，仍會(huì)使軸運(yùn)轉(zhuǎn)不平穩(wěn)，產(chǎn)生附加載荷，影響軸承的正常使用。1)安裝軸承的軸和殼孔直徑超差，改變了軸承正確的配合要求。過(guò)盈量大，使徑向間隙變小，內(nèi)圈產(chǎn)生拉一應(yīng)力。負(fù)過(guò)盈(間隙)，使徑向游隙變大，組件剛性降低并引起套圈滑動(dòng)。2)殼體孔橢圓形或錐形誤差，使套圈滾道變形。當(dāng)滾動(dòng)體通過(guò)時(shí)，滾道小直徑區(qū)內(nèi)經(jīng)受壓力顯著增大。因而引起這一區(qū)域內(nèi)滾道表面過(guò)早磨損和疲勞破壞?！?度)。對(duì)圈柱滾子軸承，滾子軸承容許偏角小(2′～4′)，對(duì)軸和殼孔同軸度要求高。4)軸承安裝中，必須調(diào)整軸向間隙達(dá)到設(shè)計(jì)要求。特別對(duì)圓柱滾子軸承，如軸向間隙小，內(nèi)圈移動(dòng)受阻，當(dāng)受到?jīng)_擊載荷時(shí)易發(fā)生擋邊撞裂。在潤(rùn)滑不充分時(shí)，也會(huì)導(dǎo)致軸承燒傷。采煤機(jī)各傳動(dòng)箱裝后都要進(jìn)行空車跑合和加載試運(yùn)轉(zhuǎn)，檢查溫升、運(yùn)轉(zhuǎn)噪音及空載功率，以考核齒輪和軸承安裝質(zhì)量。(7)加強(qiáng)軸承使用中的維護(hù)和保養(yǎng)良好的維護(hù)和保養(yǎng)，可使軸承處于最佳工作狀況，有利軸承壽命的提高。采煤機(jī)用軸承在安裝前的儲(chǔ)運(yùn)中要保持完好的包裝，不受碰撞并防止浸水而生銹。在使用中，要特別注意潤(rùn)滑油量和油質(zhì)。具體要求做到:1）要經(jīng)常檢查油位，加足油；2)要避免不同型號(hào)油混用；3)掃蓋和加油時(shí)，要防止煤塵，水等雜質(zhì)進(jìn)入，以防油質(zhì)破壞，加劇摩擦面的磨粒磨損和銹蝕。如發(fā)現(xiàn)油臟，應(yīng)及時(shí)放油并進(jìn)行清洗再加新油。在機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)一定時(shí)間，出現(xiàn)異常噪音、振動(dòng)，這往往是由于螺栓（母）松動(dòng)或軸承本身磨損引起軸承間隙加大，而使軸和齒輪發(fā)生軸向竄動(dòng)或撞擊，要及時(shí)扭緊螺栓（母）和重新調(diào)整間隙。使用軸承故障檢查儀，可測(cè)出撞擊大小程度、磨損和潤(rùn)滑狀況，加強(qiáng)對(duì)軸承工作的監(jiān)視，有助于及時(shí)并準(zhǔn)確判斷和處理故障。4.8螺栓的校核計(jì)算行走輪上螺栓的校核計(jì)算受旋轉(zhuǎn)力矩T作用的螺栓組聯(lián)接：其中，，得螺栓受剪切應(yīng)力和擠壓應(yīng)力作用，聯(lián)接的主要失效形式為螺栓桿和孔壁間壓潰或螺栓桿被剪斷。其強(qiáng)度條件為：式中，——螺栓所受的工作剪力，N；——螺栓抗剪面直徑，mm；——螺栓抗剪面數(shù)目；——螺栓桿與孔壁接觸受壓的最小軸向長(zhǎng)度，mm；——螺栓材料的許用剪切應(yīng)力，；——螺栓材料和被聯(lián)接件中弱者的許用擠壓應(yīng)力，。式中，、——螺栓許用安全系數(shù)。取，滿足要求4.9導(dǎo)向滑靴的受力分析導(dǎo)向滑靴的材料為ZG25CrMnSiMo,在相應(yīng)的熱處理工藝下其σb＝1175MPa，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)和設(shè)計(jì)要求取安全系數(shù)為2，所以[σ]＝587.5MPa。假設(shè)采煤機(jī)勻速前進(jìn)，采煤傾斜角度為零度，受力平均分配在在四個(gè)滑靴上，行走齒輪上受的力和滑靴上的看作一個(gè)整體。導(dǎo)向滑靴的簡(jiǎn)圖如下圖4-26所示，A、B、C、D四個(gè)面為滑靴在運(yùn)動(dòng)時(shí)的受力面，其中A面為內(nèi)側(cè)下表面、B面為內(nèi)側(cè)左表面、C面為內(nèi)側(cè)上表面、D面為內(nèi)側(cè)右表面。圖4-26導(dǎo)向滑靴簡(jiǎn)體導(dǎo)向滑靴四個(gè)面中在使用狀態(tài)下只能是兩個(gè)面在受力：（1）當(dāng)左導(dǎo)向滑靴的Y值為負(fù)、Z為正時(shí)，表明下表面A面受向下的壓力和向后的摩擦力，同時(shí)右表面D面受向右的壓力和向后的摩擦力，即A面和D面同時(shí)受力；對(duì)應(yīng)的右導(dǎo)向滑靴的Y值為正、Z值為負(fù)，表明上表面C面受向上的支持力和向后的摩擦力，同時(shí)左表面B面受向左的壓力和向后的摩擦力，即C面和B面同時(shí)受力。對(duì)整個(gè)采煤機(jī)來(lái)講，從采空側(cè)來(lái)看，此種狀態(tài)下采煤機(jī)前端被抬起、后端被壓下去，前端被推向煤壁側(cè)、后端被推向采空側(cè)；（2）而當(dāng)左導(dǎo)向滑靴的Y值為正、Z為正時(shí)，表明上表面C面受向上的支持力和向后的摩擦力，同時(shí)右表面D面受向右的壓力和向后的摩擦力，即C面和D面同時(shí)受力；對(duì)應(yīng)的右導(dǎo)向滑靴的Y值為負(fù)、Z值為負(fù)，表明下表面A面受向下的壓力和向后的摩擦力，同時(shí)左表面B面受向左的壓力和向后的摩擦力，即C面和B面同時(shí)受力。對(duì)整個(gè)采煤機(jī)來(lái)講，從采空側(cè)來(lái)看，此種狀態(tài)下采煤機(jī)前端被壓下去、后端被抬起，前端被推向煤壁側(cè)、后端被推向采空側(cè)；（3）當(dāng)左導(dǎo)向滑靴的Y值為正、Z為負(fù)時(shí)，表明上表面C面受向上的支持力和向后的摩擦力，同時(shí)左表面B面受向左的壓力和向后的摩擦力，即C面和B面同時(shí)受力；對(duì)應(yīng)的右導(dǎo)向滑靴的Y值為負(fù)、Z值為正，表明下表面A面受向下的壓力和向后的摩擦力，同時(shí)右表面D面受向右的壓力和向后的摩擦力，即A面和D面同時(shí)受力。對(duì)整個(gè)采煤機(jī)來(lái)講，從采空側(cè)來(lái)看，此種狀態(tài)下采煤機(jī)前端被壓下去、后端被抬起，前端被推向采空側(cè)、后端被推向煤壁側(cè)。已知采煤機(jī)整機(jī)總重和牽引力大小，可以利用pro/e中的有限元分析建立受力分析模型，模型分析步驟為：（1）建立模型；（2）劃分網(wǎng)格;（3）定義模型材料;（4）定義接觸面；（5）給定必須的邊界條件；（6）設(shè)定載荷；（7）建立分析/研究；（8）獲取結(jié)果劃分好網(wǎng)格以后，將導(dǎo)向滑靴上面銷軸孔的圓柱面完全固定（約束），再將計(jì)算所得載荷假設(shè)均布的加在導(dǎo)向滑靴的相應(yīng)內(nèi)側(cè)面上（假設(shè)摩擦力均布于受力的兩個(gè)面上）。進(jìn)行靜力分析計(jì)算，得應(yīng)力應(yīng)變圖如圖4-27，4-28：圖4-27導(dǎo)向滑靴應(yīng)力圖圖4-28導(dǎo)向滑靴應(yīng)變圖選擇導(dǎo)向滑靴銷軸孔的內(nèi)圓柱面進(jìn)行Graph分析，分析所得的應(yīng)力、應(yīng)變結(jié)果如圖表4-7，4-8：圖表4-7軸孔應(yīng)力分析圖表圖表4-8軸孔應(yīng)變分析圖表綜上分析可知，導(dǎo)向滑靴的最大應(yīng)力為152.2Mpa，最大應(yīng)變位移為0.1493mm。導(dǎo)向滑靴的材料為ZG25CrMnSiMo,在相應(yīng)的熱處理工藝下其σb＝1175MPa，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)和設(shè)計(jì)要求取安全系數(shù)為2，[σ]＝587.5MPa。所以滿足設(shè)計(jì)要求。4.10大功率采煤機(jī)導(dǎo)向滑靴的加工隨著大功率現(xiàn)代化采煤機(jī)的研制開(kāi)發(fā)，行走部起導(dǎo)向及支撐作用的導(dǎo)向滑靴的尺寸逐漸加大，給導(dǎo)向滑靴的加工增加了困難。導(dǎo)向滑靴是采煤機(jī)的易損件，它的加工質(zhì)量的好壞直接影響了導(dǎo)向滑靴的使用壽命，影響井下生產(chǎn)的順利進(jìn)行。（1）導(dǎo)向滑靴的加工方法采煤機(jī)行走部的導(dǎo)向滑靴主要有整體式及分體式兩種，下面以本設(shè)計(jì)的電牽引采煤機(jī)的導(dǎo)向滑靴加工為例，介紹了大功率采煤機(jī)導(dǎo)向滑靴應(yīng)用反變形法的加工方法，零件圖見(jiàn)下圖4-29:圖4-29導(dǎo)向滑靴零件圖（2）導(dǎo)向滑靴的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)及工藝性分析導(dǎo)向滑靴的材料是ZG35CrMnsi，熱處理要求為整體淬火，安裝行走輪組件的孔徑尺寸較大，兩行孔中間空檔距離大，尺寸為200。針對(duì)該零件的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)進(jìn)行工藝性分析:該零件的行孔及空檔在一次裝夾中加工完，其它加工面加工完后采用整體淬火，該導(dǎo)向滑靴的材料是鑄造合金鋼，這種材料的整體淬透性好，淬火即使采用變形小的油浴冷卻的情況下，淬火后的變形仍然很大，變形后的孔徑超差，兩行孔中間空檔距離不是變大就是變小，不能保證零件的加工精度。在現(xiàn)有的加工設(shè)備能力范圍內(nèi)，經(jīng)過(guò)熱處理車間對(duì)該件進(jìn)行試驗(yàn)跟蹤，測(cè)定熱處理變形大小，根據(jù)熱處理變形量來(lái)確定孔徑加工的尺寸公差、空檔尺寸的公差，同時(shí)整體淬火之前焊兩根足夠強(qiáng)度的工藝筋，保證熱處理后的空檔尺寸，熱處理后再銑掉工藝筋。經(jīng)過(guò)對(duì)多批次零件的跟蹤、檢測(cè)、反復(fù)摸索熱處理變形規(guī)律，最終確定了加工方案，這種加工工藝方法是:①軸孔采用幢削加工方法，將尺寸公差由圖紙要求的0～～0.07mm范圍內(nèi)。②兩行孔中間空檔尺寸200的公差值由0-～0.1mm。（3）導(dǎo)向滑靴的加工工藝過(guò)程l)該零件材料是ZG35CrMnsi，采用鑄造方法，鑄后退火，消除鑄造應(yīng)力。2)照顧各加工面余量均勻，劃右側(cè)大平面線。3)按線找正，刨好右側(cè)大干面作為基準(zhǔn)。4)照顧各加工面余量均勻，劃左側(cè)面線及導(dǎo)向滑靴導(dǎo)向槽尺寸線。5)座右側(cè)太平面，按線找正，刨好左側(cè)面及導(dǎo)向槽。6)劃行孔線?！M好，空檔尺寸200mm按公差0～鏜好。8)領(lǐng)工藝筋，焊兩根工藝筋。9)熱處理淬火HRC>25。10)銑掉兩根工藝筋。11)涂防銹漆。4.11可調(diào)行走箱的概述圖4-30行走箱如圖4-30所示，行走箱包括殼體、軸承座、導(dǎo)向滑靴、花鍵軸、驅(qū)動(dòng)輪、齒軌輪組等，左右行走箱通用。此行走箱可調(diào)，虛線部分為行走箱旋轉(zhuǎn)調(diào)整后的位置，可以達(dá)到調(diào)整機(jī)高度的作用。圖4-31和圖4-32分別為行走箱的三維裝配圖和透視圖。由于采用齒輪銷軌式無(wú)鏈牽引，故牽引力、制動(dòng)力較大，導(dǎo)向較可靠。圖4-31行走箱裝配圖圖4-32行走箱透視圖齒輪軌與導(dǎo)向滑靴同軸，且可以周向竄動(dòng)，因此，采煤機(jī)對(duì)工作面底板起伏和輸送機(jī)彎曲的適應(yīng)性較好（輸送機(jī)可以垂直彎曲，水平彎曲），齒輪銷軌式無(wú)鏈牽引是目前國(guó)內(nèi)外使用較多的無(wú)鏈牽引形式之一。殼體是整體結(jié)構(gòu)，剛性比較大。揭開(kāi)端蓋，可以裝拆連接驅(qū)動(dòng)輪和行星架的花鍵軸，這種結(jié)構(gòu)使?fàn)恳臋C(jī)械傳動(dòng)鍵具有離合功能，給安裝機(jī)器和處理事故帶來(lái)方便。拆掉軸承座，可以更換驅(qū)動(dòng)輪。抽掉軸，可以更換導(dǎo)向滑靴或齒軌輪組件。5采煤機(jī)的維護(hù)采煤機(jī)的正確維護(hù)與檢修，對(duì)提高機(jī)器工作可靠性和延長(zhǎng)使用壽命是非常重要的，檢修一般分日檢、周檢、季檢和大修。建立行之有效的規(guī)章制度制定日常維修計(jì)劃。填寫檢查修理記錄單。落實(shí)崗位責(zé)任制、質(zhì)量驗(yàn)收制、交接班制、以及制定檢修規(guī)程和操作規(guī)程等。采煤機(jī)在井下進(jìn)行維護(hù)和檢修時(shí)，維修人員必須嚴(yán)格遵守井下安全操作規(guī)程。1、在維修現(xiàn)場(chǎng)必須做好有效支護(hù)，保證維修人員安全。2、必須斷電并掛警示牌，并設(shè)有專人看管。3、鎖住運(yùn)輸機(jī)閉鎖旋鈕。4、禁止帶電開(kāi)啟所有防爆電氣設(shè)備蓋板。采煤機(jī)在井下進(jìn)行維護(hù)和檢修時(shí)，維修人員必須嚴(yán)格遵守井下安全操作規(guī)程。1、在維修現(xiàn)場(chǎng)必須做好有效支護(hù)，保證維修人員安全。2、必須斷電并掛警示牌，并設(shè)有專人看管。3、鎖住運(yùn)輸機(jī)閉鎖旋鈕。4、禁止帶電開(kāi)啟所有防爆電氣設(shè)備蓋板。日檢檢查所有聯(lián)接緊固件是否完整、緊固齊全，發(fā)現(xiàn)松動(dòng)要及時(shí)緊固。電纜、水管、油管有無(wú)擠壓和破損。各操作手把、按鈕動(dòng)作是否靈活可靠和準(zhǔn)確。各部油位是否符合要求，各潤(rùn)滑點(diǎn)應(yīng)按時(shí)注油。噴嘴有無(wú)堵塞或損壞，水過(guò)濾器是否堵塞，水量和壓力是否符合要求。截齒、齒座有無(wú)損壞和丟失，若有應(yīng)及時(shí)更換和補(bǔ)齊。導(dǎo)向滑靴磨損情況，如行走輪與銷軌的嚙合不正常，應(yīng)更換導(dǎo)向滑靴。各儀表是否完好并工作正常。各部運(yùn)轉(zhuǎn)有無(wú)異常音響、溫升和振動(dòng)。周檢檢查并清洗液壓傳動(dòng)粗過(guò)濾器。取樣化驗(yàn)各工作油液油質(zhì)是否符合要求。檢查和處理日檢不能處理的問(wèn)題，對(duì)整機(jī)的大致運(yùn)行情況做好記錄。檢查司機(jī)對(duì)采煤機(jī)的日常維護(hù)情況。季檢月檢除周檢內(nèi)容外，對(duì)周檢處理不了的問(wèn)題進(jìn)行維護(hù)和檢修，并對(duì)采煤機(jī)司機(jī)的日檢、周檢的工作進(jìn)行檢查。大修采煤機(jī)在采完一個(gè)工作面后應(yīng)升井大修，大修要求對(duì)采煤機(jī)進(jìn)行解體清洗檢查，更換損壞或磨損嚴(yán)重的零件，測(cè)量齒輪嚙合間隙，對(duì)液壓元件應(yīng)按要求進(jìn)行維護(hù)和拆卸清洗并試驗(yàn)。電氣件的檢修更換時(shí)必要時(shí)做電氣試驗(yàn)。機(jī)器大修后，主要零部件要做性能試驗(yàn)，檢測(cè)有關(guān)數(shù)據(jù)，符合要求后方可下井?？偨Y(jié)經(jīng)過(guò)開(kāi)學(xué)來(lái)幾個(gè)月的忙碌，我的畢業(yè)設(shè)計(jì)已接近尾聲。在這幾個(gè)月中為了做好畢業(yè)設(shè)計(jì)，經(jīng)歷了查閱資料、擬定方案、外出實(shí)習(xí)、開(kāi)始設(shè)計(jì)等不同的階段，總的來(lái)說(shuō)也是忙忙碌碌，有所為的幾個(gè)月。在設(shè)計(jì)過(guò)程中，經(jīng)常遇到不同的問(wèn)題，由于我所設(shè)計(jì)的部件總體上說(shuō)不算難，圖量也不大，但沒(méi)有前人做過(guò)，所以可以借鑒的資料并不是很多，也經(jīng)常遇到問(wèn)題，但在自己努力的同時(shí)老師和同學(xué)都給予了很多幫助。我的設(shè)計(jì)內(nèi)容為可調(diào)行走箱的設(shè)計(jì)，和一般使用中的采煤機(jī)相比創(chuàng)新點(diǎn)就是可調(diào)了，雖然采煤機(jī)的調(diào)高是由搖臂完成的，但行走箱調(diào)整的采煤機(jī)的整體高度，由此可以適應(yīng)不同的煤層。為了達(dá)到要求，擬定了幾種不同的設(shè)計(jì)方案，通過(guò)指導(dǎo)老師指點(diǎn)和查閱資料對(duì)不同方案進(jìn)行比較選取了一種相對(duì)合理的方案。畢業(yè)設(shè)計(jì)的過(guò)程是對(duì)大學(xué)四年以來(lái)所學(xué)知識(shí)的一個(gè)綜合應(yīng)用的過(guò)程，它不但為我們提供了一個(gè)應(yīng)用以前所學(xué)知識(shí)的機(jī)會(huì)，而且還給了我們動(dòng)手實(shí)踐的機(jī)會(huì)。在這個(gè)過(guò)程中讓我們發(fā)現(xiàn)自身的不足，使自己能不斷去完善和提高自己的能力，學(xué)會(huì)了如何查閱資料去獲取自己所需要的信息，提高獨(dú)立學(xué)習(xí)的能力。我相信這些對(duì)我們以后的工作學(xué)習(xí)都會(huì)有很大幫助。由于自己所學(xué)知識(shí)和能力有限，我的畢業(yè)設(shè)計(jì)中肯定會(huì)有許多不足之處。因此，懇請(qǐng)各位老師能給我批評(píng)指證！參考文獻(xiàn)[1]王振乾.滾筒采煤機(jī)行走機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析及強(qiáng)度研究[碩士學(xué)位論文].煤炭科學(xué)總院，2007年7[2]李昌熙等..1988年[3]耿衛(wèi)東等.國(guó)內(nèi)外采煤機(jī)無(wú)鏈牽引的特點(diǎn)與發(fā)展趨勢(shì).煤礦機(jī)電.2000（5）[4]劉春生等.采煤機(jī)牽引導(dǎo)向滑靴配合間隙設(shè)計(jì).煤礦機(jī)械.2005（10）[5]孫忠義.電牽引采煤機(jī)的研制、使用及發(fā)展前景.煤礦機(jī)電.2000（5）[6]周有強(qiáng).提高擺線針齒行星傳動(dòng)承載能力的探討-單擺線齒輪傳動(dòng)分析.中國(guó)礦業(yè)學(xué)院學(xué)報(bào).1980(2):55-72.[7]楊生華.有限元法在計(jì)算齒根應(yīng)力和輪齒變形中的應(yīng)用.煤礦機(jī)電.1998（6）[8]張東升，杜長(zhǎng)龍，李輝.采煤機(jī)滾動(dòng)行走裝置的研究.煤礦機(jī)械.2005（3）[9]李占權(quán),趙宏梅，閆曉林等.采煤機(jī)行走部的設(shè)計(jì).煤炭技術(shù).2006年，第25卷（7）:9-10.[10]董根深，杜長(zhǎng)龍，張東升.滾筒采煤機(jī)行走機(jī)構(gòu)探討.中州煤炭.2005（1）[11]劉春生.滾筒式采煤機(jī)理論設(shè)計(jì)基礎(chǔ)【M】.徐州：中國(guó)礦業(yè)大學(xué)出版社，2003[12]蔣廣玉.采煤機(jī)行走輪軸的改造.煤礦機(jī)械.2004（5）[13]王統(tǒng).有限元法對(duì)齒根部分應(yīng)力分布形態(tài)的研究.上海交通大學(xué)學(xué)報(bào).1981（1）[14]李潤(rùn)芳等.直齒輪接觸有限元分析及齒輪熱變形.重慶大學(xué)學(xué)報(bào).1987（1）[15]魯建廣.關(guān)于提高采煤機(jī)開(kāi)機(jī)率的探討.河北煤炭.1993（2）[16]沈利華.采煤機(jī)選型的若干問(wèn)題.煤礦機(jī)電.2009（1）[17]孫忠義.電牽引采煤機(jī)的研制、使用及發(fā)展前景.煤礦機(jī)電.2000（5）[18]馮巖竹等.采煤機(jī)行走輪失效分析.金屬熱處理.1998（6）[19]張雪峰等.MXA系列采煤機(jī)行走齒軌輪結(jié)構(gòu)改造.中州煤炭.2002（4）[20]李炳文，王啟光.礦山機(jī)械.徐州：中國(guó)礦業(yè)大學(xué)出版社，2007[21]劉鴻文.材料力學(xué)=1\*ROMANI.北京：高等教育出版社，2004[22]王洪欣.機(jī)械原理.南京：東南大學(xué)出版社，2005[23]程志紅.機(jī)械設(shè)計(jì).南京：東南大學(xué)出版社，2006[24]程志紅，唐大放.機(jī)械設(shè)計(jì)課程上機(jī)與設(shè)計(jì)南京：東南大學(xué)出版社，2006[25]甘永立.幾何量公差與檢測(cè).上海：上?？茖W(xué)技術(shù)出版社，2005[26]王啟光，葉平.現(xiàn)代設(shè)計(jì)理論.徐州：中國(guó)礦業(yè)大學(xué)出版社，2005[27]成大先.第二卷/機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第三版）.北京：化學(xué)工業(yè)出版社.1999[28]成大先.第三卷/機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第三版）.北京：化學(xué)工業(yè)出版社.1999[29]唐俊編.Pro/ENGINEER中文野火版應(yīng)用教程.清華大學(xué)出版社.2004[30]朱孝錄.齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)手冊(cè).北京：化學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addition,the lowpowerconsumptionandhighpenetratingpowerhelptodesignsafeequipmentandtransmitdisasterreliefsignal.2)Stronganti-interferenceability.Inthecoalface,electricalandmechanicalequipmenthasnarrowdistribution.Whenequipmentstartsorstop,electricalsparklemaycausealotofelectromagneticinterference.Sogoodanti-interferencecapabilityisstronglyrequiredinthewirelesscommunication.3)GoodAnti-interferencetomulti-pathability.Coalfacehassomeinherentcharacters,suchasnarrowspace,moretypesofmedia,amulti-pathintensivechannel,whileIR-UWBcanbeappliedtothiscomplicatedenvironmentwithitsadvantages:narrowPulsewidth,smallpulsedurationratio,highmulti-pathresolution,stronganti-multi-pathandfadingCapacity.4)Simplestructure.ThecharactersofIR-UWB,suchasnomodulationandup/downconversingfrequency,simpletransmitterstructure,lowerpowerconsumption,makeitmoreacceptable.Accordingtothecomplexityofthenodeandpowerconsumptionintoconsiderations,IR-UWBtechnologyisveryapplicabletothedesignofthewirelesssensornetworkphysicallayer.Therefore,comparedtonarrow-bandmodulationtechnology,spreadspectrumtechnology,thewirelesscommunicationsystembasedontheUWBtechnologypresentagoodperformanceontheenergyconsumption,robustness,anti-multi-pathandanti-noise,andsoon.ThemodulationofIR-UWBaremainlyPAM(OOK),PPMandBPM(Bi-PhaseModulation),butthepresenceoflinesspectruminPAMandPPMnotonlymakeultra-widebandpulsesignaldifficulttomeetacertainspectrumRequirements,butalsoreducethepowerutilization,therebyitincreasesenergyconsumption.SeveralIR-UWBsignalsinthefrequencyspectrumareshowninFigure2andFigure3.AsWSNsystemrequireslowpowerconsumption,PAMmodulationoftenuseOOKmethod,whichhassimplestructure.ButOOKhaspoorperformanceontheBER(BitErrorRate),anti-noiseperformanceofBPMmodulationsuchasanti-Jitternoiseisbetter.ISIwouldbeintensifiedifweadoptedPPMundertheconditionsofintensivemulti-pathenvironmentinthecoalface.Therefore,weuseBPMformsinthetransceiversystemofthecoalface.A.ThedesignoftransmittingsystemThetransmitterwhichadoptsBPMformsisshowninFigure4.Thesignaldistortion,interferenceandnoisebroughtbythespecialenvironmentincoalfaceneedencodedprotectionthroughchannelcodinginterweavemodule.Datarateoftheoriginalinformationislower,whichmakeitdifficulttomeettherequirementsofFCCintheabsenceofmodulation.Weneedtousespreadspectrumcodetransformth