榮宣博

濟寧學(xué)院 山東省濟寧市 273155

1 JPH-A型動平衡試驗臺測量檢測系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計的意義

1.1 研究的意義

根據(jù)機械類相關(guān)數(shù)據(jù)統(tǒng)計，機械故障中60%是由于轉(zhuǎn)子不平衡為主要因素導(dǎo)致的，轉(zhuǎn)子的不平衡是導(dǎo)致機械失效的一個重要因素。如果不平衡轉(zhuǎn)子引起的振動功率太大，將會引起機器的重大故障或故障，甚至?xí)斐扇藛T傷亡和無法估計的經(jīng)濟損失。因此為研究轉(zhuǎn)子的不平衡，人們設(shè)計了JPH-A型轉(zhuǎn)子動平衡試驗臺用以人為制造，觀察，計算及預(yù)防轉(zhuǎn)子的不平衡。差速器與其外殼上的蝸輪蝸桿副作為JPH-A型轉(zhuǎn)子動平衡試驗臺的核心檢測部分，對這兩部分重新優(yōu)化設(shè)計將清楚直觀的作用于試驗臺測量檢測部分。對于轉(zhuǎn)子動平衡實驗臺的精度提升，將對研究機械中轉(zhuǎn)子的由于不同原因?qū)е碌恼駝?，對轉(zhuǎn)子類機械設(shè)備的安全穩(wěn)定的運行具有非凡意義。

1.2 研究的方向

本次改進主要針對JPH-A型動平衡實驗臺測量檢測系統(tǒng)部分中的差速器與其外殼部分蝸輪蝸桿副的設(shè)計，用以提升JPH-A型動平衡實驗臺的測量檢測能力。本次改進主要進行的工作有：

（1）對JPH-A型動平衡實驗臺中關(guān)鍵部位——對稱型圓錐齒輪差速器來進行改造設(shè)計，通過確立差速器齒輪的類型與數(shù)目，根據(jù)前者通過計算在進行具體尺寸標定。最后跟據(jù)計算所得的齒輪的參數(shù)，使用Solidworks軟件，進行行星齒輪和半軸齒輪的三維模型建立，在之后根據(jù)上述條件完成對差速器殼體、軸承和螺釘?shù)攘慵哪Ｐ停瓿勺罱K版本差速器總成的建模。（2）設(shè)計了差速器殼體的驅(qū)動模式，并進行了零件的選擇。在通過計算得到了各部件的參數(shù)，并采用 Solidworks軟件進行了三維建模。（3）根據(jù)試驗臺工作情況完成電機選型，并確定電機型號，通過查找確定其參數(shù)，利用Solidworks進行三維模型的制作。

2 差速器齒輪的設(shè)計和計算

2.1 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇

2.1.1 行星齒輪數(shù)目的選擇

采用2個行星齒輪。

2.1.2 行星齒輪球面半徑RB的確定

圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)尺寸，通常取決于行星齒輪的背面的球面半徑RB，RB作為行星齒輪安裝的尺寸，事實上也在一定程度上反映了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，因而其數(shù)值的大小也在一定程度上反映了差速器的強度。

球面半徑R可按如下的經(jīng)驗公式確定：

式中：K—行星齒輪球面半徑系數(shù)，將其值確定在2.52～2.99之間，有2個行星齒輪的機構(gòu)選擇了最小值；

—計算轉(zhuǎn)矩，取從動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩T，N·m。

從動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩T

式 中：T—輸 入 的 最 大 轉(zhuǎn) 矩：T=50N·m

i—傳動系數(shù)，i=20.34；

—變速器傳動效率，=0.96；

—變矩系數(shù)，=1；

k—動載系數(shù)，k=1；

則主動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩：

所以預(yù)選其外錐距=25mm

2.1.3 行星齒輪與半軸齒輪的選擇

在選擇行星齒輪齒數(shù)時，要想使齒輪模數(shù)大，就要盡量減小齒數(shù)，用以提高齒輪的強度。在設(shè)計時為保證高齒輪強度就必須盡量減小齒數(shù)。但是通常的數(shù)值不能低于10。半軸齒輪通常使用14-25齒，而半軸和行星齒輪的齒數(shù)比通常維持在1.5-2.0之間。

在嚙合狀態(tài)下，行星齒輪與兩半軸齒輪在嚙合時是同步嚙合的。因此，可以通過它們之間的配合關(guān)系，來決定這兩類齒輪的齒數(shù)。在圓錐行星齒輪式差速器中，左半軸齒輪齒數(shù)z2L與右半軸齒輪的齒數(shù)z2R的和需要可以被行星齒輪數(shù)目來進行整除，這樣可以使行星齒輪能夠均勻地圍繞著半軸齒輪的軸線進行分配。否則，如果不能正好除開，就無法在安裝時正常安裝差速器，因而在安裝時應(yīng)滿足的安裝條件為：

式中：，—左右半軸齒輪的齒數(shù)，對于對稱式圓錐齒輪差速器，=

—行星齒輪數(shù)目

—任意整數(shù)

==24時滿足以上要求。

2.1.4 差速器齒輪模數(shù)與齒輪節(jié)圓直徑

最初先選擇行星齒輪錐角與半軸齒輪錐角

初步求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù)：

則分度圓直徑：

2.1.5 壓力角α

差速器的齒輪大都采用格里森制齒輪，壓力角度為22.5°、齒高系數(shù)為0.8，最大齒數(shù)可降低至10。而且，在不使齒頂變尖的前提下，還可以通過對切向進行修整，使其齒厚增加，從而使其與半軸齒輪的強度達到相同的程度。由于齒型的緣故，該齒的最小齒數(shù)小于20°的壓力角。所以此次設(shè)計可將模數(shù)調(diào)大用以增加輪齒的強度。在此選22.5°的壓力角。

2.1.6 齒輪安裝孔的直徑及其深度

齒輪的安裝孔的直徑通常和齒輪軸的大小一致，所以在計算行星齒輪的尺寸安裝時，可以根據(jù)其軸向的支撐長度來確定。通常?。?/p>

為保證壽命，?。?/p>

則：

式 中：—差 速 器 傳 遞 的 轉(zhuǎn) 矩，=50N·m；

—行星齒輪的數(shù)目，=2；

—行星齒輪支承面中點至錐頂?shù)木嚯x，=0.42d；

[σ]—支 承 面 的 許 用 擠 壓 應(yīng) 力，[σ]=69MPa。

2.2 齒輪的強度計算

差速器齒輪的尺寸需根據(jù)機械整體框架結(jié)構(gòu)來進行確定，僅在手柄部分旋轉(zhuǎn)的情況下，差速齒輪在嚙合傳動中才會相對移動。因此，差速器齒輪載荷很大，需對差動齒輪的彎曲強度進行檢驗。

輪齒彎曲強度：

—差速器的行星齒輪數(shù)；

—半軸齒輪齒數(shù)；

K—載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，K=1.00～1.10；其他方式支承時取1.10～1.25。支承剛度大時取最小值。

K—質(zhì)量系數(shù)，當齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取1.0；

—計算差速器齒輪彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，查由彎曲計算用綜合系數(shù)可得=0.225

所以，差速器齒輪滿足彎曲強度要求。

2.3 差速器齒輪的幾何計算，見表1

表1 汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算用表

如圖1所示，此圖為根據(jù)上述計算獲得的此次設(shè)計所需尺寸來進行設(shè)計的差速器齒輪圖。

圖1 齒輪圖

2.4 半軸的設(shè)計

本次設(shè)計根據(jù)試驗臺需要選取半浮式半軸，其結(jié)構(gòu)特征為：半軸的外端支承軸承在半軸的外端處，而補償片和聯(lián)軸器則是安裝在半軸上。

2.4.1 半浮式半軸桿部半徑的確定

在對半軸進行選定時，其最重要的尺寸值就是它的直徑。在對其設(shè)計與計算時，最開始就應(yīng)該合理地確定它的計算載荷。

2.4.2 軸的設(shè)計與強度計算

半軸與行星齒輪之間的傳動比為：

可以確定功率的傳動變化，即：

帶入得：

將其帶入校核公式有：

計算可得：

因而行星軸直徑在其大小不小于8.29mm時是符合標準的。

通過行星軸的工作要求，可在通過其實際需求此確定行星齒輪軸的長度為=103mm，因此此次改進行星軸直徑選=10mm即可以滿足工作需求。

2.4.3 軸承的校核選擇

（a）軸承的選擇：根據(jù)使用條件，初步選擇為常用的深溝球軸承，型號為7003和61900。

（b）軸承的校核：假定軸承使用壽命為9000小時，其當量動載荷可由以下公式得到：

式中：F—軸承的徑向載荷，F=5000N；

F—軸承所受的軸向載荷，F=3.5KN；

—徑向動載荷系數(shù)，=0.27；

—軸向動載荷系數(shù)，=1.04。

其中：=3

得：

（c）計算軸承的基本額定壽命L：

所以軸承7003和61900都合格。

3 外殼渦輪蝸桿副設(shè)計

3.1 蝸輪蝸桿傳動參數(shù)的選擇

蝸輪蝸桿傳動的中心距是95.5mm，可根據(jù)機械設(shè)計手冊上的資料獲得蝸輪的傳動參數(shù)。

3.2 蝸輪蝸桿傳動幾何尺寸計算

從機械設(shè)計手冊中的查詢可以看出，蝸桿的尺寸與其匹配的蝸輪的尺寸。

4 結(jié)語

論文通過對轉(zhuǎn)子動平衡試驗臺測量檢測系統(tǒng)分析，得出此次對實驗臺的改進計劃主要是對差速器及外殼部分的蝸輪蝸桿副來進行設(shè)計。在分析其對試驗臺作用后，開始對差速器及蝸輪蝸桿進行設(shè)計優(yōu)化。在對差速器進行改進時，首先對齒輪的參數(shù)進行選定；其次在選定參數(shù)的基礎(chǔ)上對差速器齒輪進行幾何計算與強度計算；最后在根據(jù)之前差速器齒輪的數(shù)據(jù)確定與之配合的軸與軸承的尺寸大小，并對軸與軸承進行選型與強度計算。在對蝸輪蝸桿副進行改進設(shè)計時，因運動力來源主要為人手搖操作，因而對其的改進主要側(cè)重于蝸輪與蝸桿的配合。通過對蝸輪蝸桿配合計算來確定蝸輪蝸桿的尺寸大小。