论文部分内容阅读
薄煤层工作面受空间、环境的限制，不仅要求采煤机结构紧凑、体积小，而且要求具有较高的可靠性。常规的薄煤层采煤机牵引部结构较复杂、传动齿轮强度低、故障率较高。本文提出了一种新型三曲柄渐开线少齿差行星齿轮传动机构，拟将其应用于薄煤层采煤机牵引部中，以此来提高采煤机牵引部机械传动的可靠性，降低故障率。 本文在研究该三曲柄渐开线少齿差传动机构传动原理、传动比计算方法的基础上，根据某煤机公司生产的MG80/200-BW型采煤机的机身高度以及结构要求，初步确定该机构传动齿轮及其他主要零件的特征参数及尺寸参数，并在Pro/E中建立各主要零件的三维实体模型及整体装配图。 由于少齿差传动齿轮的接触强度及齿根弯曲强度会直接影响到整个传动机构及采煤机的可靠性，因此需研究不同参数情况下齿轮的强度。本文在传动机构的总传动比、最大外径、输出载荷及第一级传动齿轮各参数保持不变的情况下，确定了第二级少齿差传动齿轮在模数分别为2 mm、2.5 mm、3 mm、3.5 mm、4 mm时的各特征参数以及相应关键零部件的结构参数。利用ABAQUS软件对第一级传动齿轮及第二级少齿差传动齿轮在这5组不同参数情况下进行接触分析，并利用ANASYS Workbench软件对主要零件进行静力学有限元分析，可以得到以下结论： （1）第一级外啮合传动齿轮各参数不变的情况下，第二级少齿差传动齿轮副采用3齿差，随着模数减小，其齿数增大，太阳轮的输入转速增大、输入转矩减小，使得齿轮副的接触应力及齿根弯曲应力都相应减小。所以，少齿差传动机构的模数减小可以有利于增强第一级传动齿轮的强度、可靠性。 （2）第二级少齿差行星传动齿轮宽度为100 mm，当齿轮模数为2 mm，行星轮及齿圈齿数分别为159、162时，齿轮副是6~7对齿轮交替啮合，其最大接触应力及最大弯曲应力分别仅为206 MPa、61.1 MPa；当齿轮模数增大为4 mm，行星轮及齿圈齿数分别为78、81时，齿轮副是3~4对齿轮交替啮合，齿轮副的最大接触应力及最大弯曲应力分别仅为321 MPa、91.8 MPa。随着模数的增大、齿数的减少，其齿轮副同时啮合的齿对数在模数为2 mm~3.5 mm之间近似呈线性减小，在3.5 mm~4 mm之间趋于稳定，齿轮副的接触应力及弯曲应力增大。因此当齿轮模数分别为2.5 mm、3 mm、3.5 mm时，同时参与接触的齿对数、最大接触应力及最大弯曲应力分布在模数为2 mm与4 mm的相应值之间。 （3）第二级少齿差传动部分齿轮副的接触应力及齿根弯曲应力较小，因此可以适当减小齿轮宽度，进一步减小整体结构的轴向尺寸，并提高曲柄轴、传动销轴的抗扭强度。本文中以齿轮模数为2.5 mm为例，对齿宽分别为100 mm、90mm、80 mm、70 mm、60 mm的齿轮副进行了有限元分析，得到其最大接触应力分别为211.0 MPa、234.8 MPa、245.0 MPa、259.2 MPa、283.9 MPa，随着齿宽的减小呈非线性增大；最大齿根弯曲应力分别为67.4 MPa、71.3M Pa、76.4 MPa、83.6 MPa、95.8 MPa，随着齿宽的减小近似呈线性增大。因此，将该传动机构应用于薄煤层采煤机牵引部中时，建议第二级少齿差传动齿轮采用模数为2 mm或2.5 mm、齿宽为60 mm~80 mm之间的传动齿轮，且齿轮材料可以选用40 Cr，调质处理即可，充分利用其弹性变形性能，提高齿轮强度。 （4）利用ANASYS Workbench软件对曲柄齿轮轴、前后支撑端盖进行了静力学有限元分析，得到曲柄轴、前支撑端盖、后支撑端盖的最大应力分别为260.78 MPa、48.07 MPa、20.95 MPa，最大位移量分别为0.053 mm、0.0049 mm、0.0026 mm。且当少齿差传动部分行星轮宽度减小为60 mm时，曲柄轴的最大剪切应力及最大位移分别减小为197.58 MPa、0.041 mm。