新型三曲柄漸開線少齒差傳動機構設計與有限元分析.pdf

1、薄煤層工作面受空間、環(huán)境的限制，不僅要求采煤機結構緊湊、體積小，而且要求具有較高的可靠性。常規(guī)的薄煤層采煤機牽引部結構較復雜、傳動齒輪強度低、故障率較高。本文提出了一種新型三曲柄漸開線少齒差行星齒輪傳動機構，擬將其應用于薄煤層采煤機牽引部中，以此來提高采煤機牽引部機械傳動的可靠性，降低故障率。
　　本文在研究該三曲柄漸開線少齒差傳動機構傳動原理、傳動比計算方法的基礎上，根據(jù)某煤機公司生產(chǎn)的MG80/200-BW型采煤機的機身高度以

2、及結構要求，初步確定該機構傳動齒輪及其他主要零件的特征參數(shù)及尺寸參數(shù)，并在Pro/E中建立各主要零件的三維實體模型及整體裝配圖。
　　由于少齒差傳動齒輪的接觸強度及齒根彎曲強度會直接影響到整個傳動機構及采煤機的可靠性，因此需研究不同參數(shù)情況下齒輪的強度。本文在傳動機構的總傳動比、最大外徑、輸出載荷及第一級傳動齒輪各參數(shù)保持不變的情況下，確定了第二級少齒差傳動齒輪在模數(shù)分別為2 mm、2.5 mm、3 mm、3.5 mm、4 mm時

3、的各特征參數(shù)以及相應關鍵零部件的結構參數(shù)。利用ABAQUS軟件對第一級傳動齒輪及第二級少齒差傳動齒輪在這5組不同參數(shù)情況下進行接觸分析，并利用ANASYS Workbench軟件對主要零件進行靜力學有限元分析，可以得到以下結論：
　　（1）第一級外嚙合傳動齒輪各參數(shù)不變的情況下，第二級少齒差傳動齒輪副采用3齒差，隨著模數(shù)減小，其齒數(shù)增大，太陽輪的輸入轉速增大、輸入轉矩減小，使得齒輪副的接觸應力及齒根彎曲應力都相應減小。所以，少齒差

4、傳動機構的模數(shù)減小可以有利于增強第一級傳動齒輪的強度、可靠性。
　　（2）第二級少齒差行星傳動齒輪寬度為100 mm，當齒輪模數(shù)為2 mm，行星輪及齒圈齒數(shù)分別為159、162時，齒輪副是6~7對齒輪交替嚙合，其最大接觸應力及最大彎曲應力分別僅為206 MPa、61.1 MPa；當齒輪模數(shù)增大為4 mm，行星輪及齒圈齒數(shù)分別為78、81時，齒輪副是3~4對齒輪交替嚙合，齒輪副的最大接觸應力及最大彎曲應力分別僅為321 MPa、91

5、.8 MPa。隨著模數(shù)的增大、齒數(shù)的減少，其齒輪副同時嚙合的齒對數(shù)在模數(shù)為2 mm~3.5 mm之間近似呈線性減小，在3.5 mm~4 mm之間趨于穩(wěn)定，齒輪副的接觸應力及彎曲應力增大。因此當齒輪模數(shù)分別為2.5 mm、3 mm、3.5 mm時，同時參與接觸的齒對數(shù)、最大接觸應力及最大彎曲應力分布在模數(shù)為2 mm與4 mm的相應值之間。
　?。?）第二級少齒差傳動部分齒輪副的接觸應力及齒根彎曲應力較小，因此可以適當減小齒輪寬度，進

6、一步減小整體結構的軸向尺寸，并提高曲柄軸、傳動銷軸的抗扭強度。本文中以齒輪模數(shù)為2.5 mm為例，對齒寬分別為100 mm、90mm、80 mm、70 mm、60 mm的齒輪副進行了有限元分析，得到其最大接觸應力分別為211.0 MPa、234.8 MPa、245.0 MPa、259.2 MPa、283.9 MPa，隨著齒寬的減小呈非線性增大；最大齒根彎曲應力分別為67.4 MPa、71.3M Pa、76.4 MPa、83.6 MPa、

7、95.8 MPa，隨著齒寬的減小近似呈線性增大。因此，將該傳動機構應用于薄煤層采煤機牽引部中時，建議第二級少齒差傳動齒輪采用模數(shù)為2 mm或2.5 mm、齒寬為60 mm~80 mm之間的傳動齒輪，且齒輪材料可以選用40 Cr，調(diào)質(zhì)處理即可，充分利用其彈性變形性能，提高齒輪強度。
　　（4）利用ANASYS Workbench軟件對曲柄齒輪軸、前后支撐端蓋進行了靜力學有限元分析，得到曲柄軸、前支撐端蓋、后支撐端蓋的最大應力分別為2