壓裂泵組合式人字齒結(jié)構(gòu)輪齒修形研究*

何鵬輝,范乃則,裴 幫,關(guān) 鶴,李學(xué)飛,李志遠(yuǎn),趙玉凱

(鄭州機(jī)械研究所有限公司,河南 鄭州 450001)

0 引 言

人字齒輪傳動(dòng)具有重合度高、承載能力大、軸向力小等特點(diǎn),因而被廣泛應(yīng)用于航空、船舶、能源設(shè)備等相關(guān)領(lǐng)域。

在能源開(kāi)采領(lǐng)域,其動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)多為重載、持續(xù)滿(mǎn)負(fù)荷的工況,因此,齒輪的真實(shí)齒根形狀和齒面接觸特性對(duì)齒輪副的壽命及可靠性有很大的影響。

在齒輪機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)過(guò)程中,一般會(huì)將齒輪嚙合的實(shí)際工況考慮進(jìn)去。接觸疲勞安全系數(shù)和彎曲疲勞安全系數(shù)是評(píng)價(jià)齒輪接觸疲勞強(qiáng)度的重要指標(biāo)。已有學(xué)者采用試驗(yàn)和有限元仿真的方法,對(duì)齒輪接觸特性的影響因素進(jìn)行了研究。

劉懷舉等人[1]通過(guò)深入調(diào)研國(guó)內(nèi)外齒輪研究成果,分析了影響齒輪接觸疲勞性能的輪齒界面狀態(tài)、硬化層與殘余應(yīng)力、材料缺陷等結(jié)構(gòu)-工況-材料要素體系,總結(jié)了超精加工、涂層以及噴丸等加工工藝對(duì)提高齒面接觸疲勞性能的影響,為探索齒輪接觸疲勞失效機(jī)理以及高性能齒輪抗疲勞設(shè)計(jì)制造方法提供了參考。WANG Hong-bing等人[2]建立了點(diǎn)接觸混合彈流潤(rùn)滑工況下的ARCHARD齒輪磨損壽命預(yù)測(cè)模型,研究了不同輸入工況、潤(rùn)滑條件、齒面狀態(tài)及鼓形量對(duì)鼓形人字齒面磨損壽命的影響。李紀(jì)強(qiáng)等人[3]提出了微點(diǎn)蝕和熱膠合競(jìng)爭(zhēng)失效機(jī)制,并采用試驗(yàn)測(cè)試的方式,研究了不同加載扭矩和主軸轉(zhuǎn)速工況下,18CrNiMo7-6材料齒輪樣件的最小油膜厚度和最大接觸溫度,給出了微點(diǎn)蝕潤(rùn)滑油膜最小安全系數(shù)和熱膠合齒面嚙合溫度最小安全系數(shù)的推薦值。白恩軍等人[4]采用有限元方法,建立了剛性和柔性?xún)煞N齒輪軸模型,研究了這兩種齒輪軸模型的載荷分布差異,以及齒輪嚙合剛度的時(shí)變特性。陳桂廷等人[5]通過(guò)推導(dǎo)齒輪軸彎曲扭轉(zhuǎn)變形公式,基于切片法及線(xiàn)性規(guī)劃內(nèi)點(diǎn)法,計(jì)算了齒輪齒向載荷分布,研究了齒輪軸長(zhǎng)度、軸徑對(duì)斜齒輪齒向載荷分布及嚙合剛度的影響。PATIL S S等人[6]通過(guò)有限元軟件分析,研究了螺旋角和摩擦因數(shù)在特定范圍內(nèi)對(duì)斜齒輪接觸應(yīng)力的影響。向龍等人[7]采用混合赫茲、WINKLER模型的齒面接觸應(yīng)力計(jì)算法,求解了含安裝誤差的斜輪齒,并分析了不同負(fù)載和嚙合位置的最大接觸應(yīng)力及其變化規(guī)律。LIU Xuan等人[8]在考慮不對(duì)稱(chēng)誤差的基礎(chǔ)上,建立了一種三維加載齒面接觸分析模型,計(jì)算了具有不對(duì)稱(chēng)誤差的人字齒軸嚙合周期內(nèi)齒輪傳動(dòng)誤差和軸向位移,分析了不對(duì)稱(chēng)誤差對(duì)人字齒嚙合沖擊力的影響。

通過(guò)仿真軟件優(yōu)化齒廓的修形量,以此來(lái)提高齒輪接觸性能,這是研究齒輪傳動(dòng)特性的重要手段。

LIU Lan等人[9]建立了人字齒輪-軸-軸承有限元模型,研究了齒面修形改性對(duì)人字齒輪齒面承載接觸應(yīng)力特性的影響。LV Chang等人[10]和LIU Jing等人[11]建立了齒輪傳動(dòng)仿真模型,研究了齒輪微觀(guān)修形對(duì)齒輪接觸性能及噪聲的影響。MA Xin-tan等人[12]建立了系統(tǒng)仿真模型,并采用遺傳算法,對(duì)輪齒微觀(guān)修形進(jìn)行了優(yōu)化。TANG Z P等人[13]通過(guò)ANSYS對(duì)三維模型進(jìn)行了分析,在不同工況下,研究了牽引斜齒輪一個(gè)嚙合周期內(nèi)的應(yīng)力分布及接觸狀態(tài)時(shí)變規(guī)律,以此對(duì)齒輪進(jìn)行了修形,降低了齒輪嚙合沖擊和傳動(dòng)噪聲。文獻(xiàn)[14-16]中,研究人員采用KISS soft軟件,分別對(duì)斜齒輪和行星齒輪進(jìn)行了接觸分析,對(duì)齒面進(jìn)行了修形和優(yōu)化設(shè)計(jì)。

在以上研究中,眾多學(xué)者對(duì)影響斜齒輪和人字齒輪嚙合特性的誤差因素及修形方式進(jìn)行了分析,但對(duì)于組合式人字齒的傳動(dòng)嚙合特性分析較少。

筆者以某型號(hào)壓裂泵人字齒輪副為研究對(duì)象,進(jìn)行組合式人字齒輪結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、齒輪副強(qiáng)度校核及誤差類(lèi)型分析,并采用KISS soft軟件建立模型,探究輪齒修形對(duì)齒輪傳動(dòng)誤差、接觸斑點(diǎn)以及齒面載荷的影響特性。

1 壓裂泵傳動(dòng)齒輪副結(jié)構(gòu)

壓裂泵傳動(dòng)有兩種形式,一種為傳統(tǒng)的典型結(jié)構(gòu),即輸入軸穿過(guò)曲軸箱,軸承支撐的兩端為左旋齒和右旋齒,并分別與曲軸兩端安裝的從動(dòng)輪嚙合;另一種是隨著機(jī)型向大負(fù)載、高功率密度、輕量化發(fā)展而逐漸興起的行星齒輪傳動(dòng)結(jié)構(gòu),該結(jié)構(gòu)采用了一級(jí)平行軸齒輪副和一級(jí)行星齒輪副的傳動(dòng)形式。

筆者的研究對(duì)象為該結(jié)構(gòu)減速器一級(jí)平行級(jí)雙斜齒組合人字齒嚙合的一對(duì)齒輪,如圖1所示。

圖1 平行級(jí)齒輪副示意圖

該組合式人字齒齒輪軸是由高強(qiáng)度螺栓連接一組齒部參數(shù)一致旋向相反的雙斜齒組成的,相較于常規(guī)磨齒硬齒面人字齒結(jié)構(gòu),該結(jié)構(gòu)雙斜齒軸向設(shè)計(jì)間距很小(1 mm～3 mm),且無(wú)砂輪退刀槽,整體結(jié)構(gòu)緊湊,功率密度高;但是需要合理的加工工藝及工裝設(shè)計(jì)來(lái)保證組合后人字齒的齒輪精度。

其中,驅(qū)動(dòng)齒輪軸的結(jié)構(gòu)如圖2所示。

圖2 驅(qū)動(dòng)齒輪軸的結(jié)構(gòu)示意圖

2 齒輪參數(shù)

2.1 技術(shù)參數(shù)

此處筆者所采用減速機(jī)的相關(guān)技術(shù)參數(shù)(結(jié)構(gòu)形式為一級(jí)平行級(jí)齒輪傳動(dòng)+一級(jí)行星齒輪傳動(dòng))如表1所示。

表1 減速機(jī)技術(shù)參數(shù)

2.2 設(shè)計(jì)參數(shù)

此處的研究對(duì)象為一級(jí)平行級(jí)人字齒輪傳動(dòng),該齒輪副的設(shè)計(jì)參數(shù)如表2所示。

表2 平行級(jí)齒輪副參數(shù)

3 輪齒強(qiáng)度校核計(jì)算

齒輪強(qiáng)度是評(píng)價(jià)齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)可靠性的重要指標(biāo)。筆者依據(jù)GB/T 3480標(biāo)準(zhǔn)對(duì)表2所示的齒輪副進(jìn)行強(qiáng)度的校核計(jì)算。

齒面接觸應(yīng)力的計(jì)算式為:

(1)

其中：KH=KAKVKHαKHβ。

齒根彎曲應(yīng)力的計(jì)算式為：

(2)

其中：KF=KAKVKFαKFβ。

在齒面接觸及彎曲應(yīng)力的計(jì)算中,其相關(guān)參數(shù)的取值如表3所示。

表3 齒面接觸和齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算參數(shù)

在齒輪設(shè)計(jì)及校核計(jì)算中,常以安全系數(shù)來(lái)表征其強(qiáng)度結(jié)果。其中,齒面接觸強(qiáng)度安全系數(shù)表達(dá)式為:

(3)

齒面接觸強(qiáng)度安全系數(shù)的表達(dá)式為：

(4)

該算例中,齒輪副材料為18CrNiMo7-6,電渣重熔料或精煉鋼。

結(jié)合材料性能參數(shù)及表3的參數(shù)取值,筆者采用公式(1～4),通過(guò)計(jì)算得到了齒面接觸應(yīng)力及齒根彎曲應(yīng)力結(jié)果,如表4所示。

表4 齒輪副校核結(jié)果(KA=1.50)

由表4校核結(jié)果可知:齒輪接觸強(qiáng)度安全系數(shù)為1.584和1.597,大于1.0;彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)為1.395和1.350,大于1.3。

上述結(jié)果表明,該齒輪副滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。

4 影響齒輪強(qiáng)度的因素

4.1 齒面接觸應(yīng)力

齒面接觸疲勞的失效形式主要有:點(diǎn)蝕、微點(diǎn)蝕、熱膠合、深層斷裂等。

在齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算校核中,可以認(rèn)為齒輪的接觸嚙合為理想狀態(tài)。而實(shí)際上,齒輪嚙合傳動(dòng)受制造和安裝誤差、齒輪彈性變形、熱變形及潤(rùn)滑等因素的耦合影響,在其嚙合過(guò)程中不可避免地存在沖擊、振動(dòng)和偏載現(xiàn)象,這將會(huì)引起齒面的應(yīng)力出現(xiàn)集中現(xiàn)象,從而導(dǎo)致齒面發(fā)生疲勞點(diǎn)蝕,縮短齒輪的使用壽命。

偏載對(duì)齒面接觸應(yīng)力的分布有著重要的影響,筆者結(jié)合計(jì)算結(jié)果擬合出齒面接觸應(yīng)力隨齒寬的變化規(guī)律曲線(xiàn),如圖3所示。

圖3 σH-BH曲線(xiàn)

由圖3可知:接觸應(yīng)力σH與齒寬接觸長(zhǎng)度BH成反比,且當(dāng)接觸齒寬小于理論齒寬的20%時(shí),其接觸應(yīng)力達(dá)到全齒寬接觸時(shí)的2倍以上。

齒面局部接觸應(yīng)力過(guò)大,會(huì)引起齒面表層發(fā)生局部點(diǎn)蝕剝落現(xiàn)象,造成齒面出現(xiàn)凹坑,嚴(yán)重破壞齒面的硬化層組織,最終導(dǎo)致齒面發(fā)生疲勞失效,如圖4所示。

圖4 齒面疲勞失效

圖4中,樣機(jī)齒輪副在嚴(yán)重過(guò)載后,引起齒面點(diǎn)蝕剝落;同時(shí),齒面表層產(chǎn)生高溫回火效應(yīng),局部齒面硬度降低,輪齒嚴(yán)重變形,導(dǎo)致傳動(dòng)失效。

上文分析了偏載因素對(duì)齒輪的影響,下面分析制造誤差和安裝誤差對(duì)齒輪的影響。

齒輪的制造誤差及安裝誤差是影響齒輪接觸疲勞強(qiáng)度的重要因素。其中,齒輪的制造誤差包括加工基準(zhǔn)誤差和輪齒幾何精度誤差;安裝誤差包括中心距誤差、空間軸交角誤差以及軸平面內(nèi)軸交角誤差等。含誤差的斜齒輪在進(jìn)入和退出嚙合時(shí)存在的邊緣接觸現(xiàn)象。

齒輪副安裝誤差也常用來(lái)表征其軸線(xiàn)偏差。此處所采用的減速機(jī)箱體為薄壁、小寬徑比(箱體軸向?qū)挾扰c中心距方向長(zhǎng)度之比)、無(wú)地腳支撐結(jié)構(gòu)。

由于受使用及運(yùn)輸工況的限制,往往需要對(duì)箱體進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì);同時(shí),采用有限元分析軟件,分析箱體的變形及應(yīng)力分布,選用性能更好的材料,并對(duì)箱體進(jìn)行優(yōu)化[17]。

對(duì)于窄支撐跨距結(jié)構(gòu),軸線(xiàn)偏差對(duì)軸承孔支撐處的變形更為敏感,彈性變形傳遞到軸承孔,將會(huì)引起軸線(xiàn)偏差。此外,軸承游隙及安裝間隙、軸系受力彎曲、扭轉(zhuǎn)彈性變形等因素疊加產(chǎn)生軸線(xiàn)綜合總偏差,也將反映到齒輪安裝誤差上。

軸線(xiàn)偏差的形式示意圖中,軸平面內(nèi)軸交角誤差如圖5所示。

圖5 軸平面內(nèi)軸交角誤差

空間軸交角誤差如圖6所示。

圖6 空間軸交角誤差

同時(shí),在齒輪的傳動(dòng)過(guò)程中,輪齒彈性變形和熱變形會(huì)導(dǎo)致輪齒嚙合軌跡偏離理論嚙合線(xiàn),從而產(chǎn)生嚙入和嚙出沖擊,影響輪齒的使用壽命。

4.2 齒根彎曲應(yīng)力

齒根彎曲疲勞失效的形式主要是齒根裂紋引起的輪齒折斷。在齒輪的實(shí)際加工過(guò)程中,由于滾齒進(jìn)深不足、熱處理變形、留磨量不合理等因素,會(huì)產(chǎn)生磨削齒根、齒根磨削臺(tái)階、根切殘留等現(xiàn)象,引起齒根處的應(yīng)力集中,從而導(dǎo)致齒根彎曲疲勞失效,齒根出現(xiàn)裂紋,進(jìn)而引起輪齒的折斷。

當(dāng)加工中留磨量與滾刀設(shè)計(jì)凸起量不匹配時(shí),會(huì)產(chǎn)生齒根過(guò)深或過(guò)淺的后果:過(guò)深,會(huì)導(dǎo)致磨齒后,齒根仍殘留一定程度根切;過(guò)淺,會(huì)導(dǎo)致磨齒時(shí),磨削齒根,齒根硬化層減少,產(chǎn)生磨削臺(tái)階現(xiàn)象,影響齒根的彎曲強(qiáng)度。

張偉等人[18]考慮了滾刀凸起量和輪齒留磨量的關(guān)系,提出了一種非標(biāo)磨前滾刀的設(shè)計(jì)方法。輪齒熱處理變形、粗制齒與磨齒螺旋線(xiàn)偏差、齒部修形,都會(huì)導(dǎo)致齒面磨削量不均勻、齒根過(guò)渡線(xiàn)起伏、齒根沿齒向出現(xiàn)不規(guī)則磨削臺(tái)階等現(xiàn)象的發(fā)生,影響齒輪接觸和彎曲性能。

齒根磨削臺(tái)階如圖7所示。

圖7 齒根磨削臺(tái)階

在齒輪的加工過(guò)程中,通?？梢酝ㄟ^(guò)修磨齒根、臺(tái)階,并進(jìn)行噴丸處理的方式,以此來(lái)降低齒根、臺(tái)階處的應(yīng)力集中所帶來(lái)的影響,從而改善齒根的彎曲性能。

修磨齒根雖然可以降低齒根臺(tái)階處的應(yīng)力集中,實(shí)現(xiàn)齒根齒面的圓滑過(guò)渡,但會(huì)導(dǎo)致齒根處產(chǎn)生殘余拉應(yīng)力,對(duì)齒根彎曲性能不利。這種問(wèn)題可以通過(guò)噴丸等工藝,以此來(lái)提高齒根的殘余壓應(yīng)力、硬度,降低其表面粗糙度,從而提高齒根的彎曲疲勞性能[19]。

為了從工藝上控制其變形,并考慮到噴丸工藝的特性,筆者不再分析齒根應(yīng)力集中對(duì)輪齒性能的影響,將著重對(duì)改善齒面接觸性能的方法進(jìn)行分析。

4.3 組合式齒輪結(jié)構(gòu)形式

此處研究的齒輪副結(jié)構(gòu)為組合式,雙斜齒與軸通過(guò)螺栓把合在一起,如圖8所示。

圖8 齒輪與軸裝配形式1—軸;2—螺母;3—左側(cè)齒輪;4—右側(cè)齒輪;5—螺栓

相比于一體式人字齒輪,無(wú)砂輪退刀槽。目前,對(duì)該結(jié)構(gòu)通常采取斜齒輪單獨(dú)磨齒后裝配的方式。

人字齒輪組件輪齒總精度誤差δ表達(dá)式為：

δ=δ1+δ2+δ3+δ4

(5)

式中：δ1—齒輪磨齒精度誤差；δ2—軸加工精度誤差；δ3—雙斜齒輪與軸組合安裝精度誤差；δ4—雙斜齒輪對(duì)齒精度誤差。

齒輪總精度誤差是通過(guò)對(duì)組合后的人字齒輪組件齒部精度的檢測(cè)來(lái)進(jìn)行評(píng)定,檢測(cè)基準(zhǔn)為軸承支撐位置軸頸,設(shè)計(jì)要求為組件齒部精度達(dá)到6級(jí)。若精度等級(jí)低,會(huì)造成齒面接觸不良,傳動(dòng)誤差大,引起整機(jī)振動(dòng)和大的噪聲,影響其使用壽命。

合理的加工工藝可以降低齒輪組件總精度誤差,減小精度誤差對(duì)齒輪性能的影響。

具體的工藝措施有:

(1)雙斜齒單獨(dú)磨齒精度不低于5級(jí),齒部螺旋角和分度圓齒厚加工的實(shí)際值控制在設(shè)計(jì)公差范圍內(nèi)同一區(qū)間,對(duì)齒部進(jìn)行修形;

(2)采用壓裝法固定齒輪,進(jìn)行精車(chē)及磨齒工序,以減小加工過(guò)程中裝夾應(yīng)力變形;

(3)半精加工與精加工之間嚴(yán)格執(zhí)行時(shí)效或退火去應(yīng)力處理工序,消除加工應(yīng)力;

(4)齒輪與軸配合基準(zhǔn)尺寸加工值,控制在設(shè)計(jì)公差范圍內(nèi)同一區(qū)間;

(5)齒輪與軸精加工完成后,根據(jù)檢測(cè)數(shù)據(jù)分組,采取單配成套組合,并作標(biāo)記;

(6)齒輪與軸組合裝配過(guò)程中,螺栓把合嚴(yán)格執(zhí)行對(duì)邊緊固原則;

(7)裝配后,齒輪組件作動(dòng)平衡實(shí)驗(yàn),調(diào)整不平衡量,精度達(dá)到G2.5級(jí)。

5 輪齒修形分析

5.1 修形方式

通過(guò)齒部修形可以有效降低齒面的最大接觸應(yīng)力,減小傳動(dòng)誤差,改善齒面載荷分布情況。輪齒修形分為齒廓修形和齒向修形。

齒廓修形包括齒頂和齒根修形,其修形量和修形長(zhǎng)度關(guān)系式可表示為:

(6)

式中：Δ—修形量；Δmax—最大修形量；L—修形長(zhǎng)度；x—嚙合位置的相對(duì)坐標(biāo)；e—指數(shù)，當(dāng)e=1.0，為直線(xiàn)修形曲線(xiàn)；當(dāng)e=1.5，為WALKER修形曲線(xiàn)[20]221-286。

齒向修形包括齒端修薄和螺旋線(xiàn)修形?？紤]到軸系結(jié)構(gòu)不對(duì)稱(chēng)以及齒輪軸受載變形引起接觸偏載現(xiàn)象,小齒輪齒向修形常常為齒端修薄和螺旋線(xiàn)修形組合的形式。

5.2 基于KISS soft軟件修形設(shè)計(jì)

基于KISS soft軟件平臺(tái),筆者采用齒廓和齒向不同修形組合方式,通過(guò)調(diào)整修形數(shù)據(jù),減小齒輪傳動(dòng)誤差,達(dá)到改善齒面接觸應(yīng)力及載荷分布特性的目的。

在該算例中,所采用的是組合式人字齒結(jié)構(gòu)?？紤]其齒輪結(jié)構(gòu)形式,筆者在計(jì)算中按齒輪1-R、齒輪1-L、齒輪2-L及齒輪2-R兩組齒輪副嚙合,以此來(lái)進(jìn)行分析計(jì)算。

根據(jù)該算例中的傳動(dòng)形式及實(shí)際工況設(shè)置約束條件,筆者通過(guò)計(jì)算得到了軸的彎曲變形位移、扭轉(zhuǎn)角度等,并得到了修正軌跡結(jié)果[21]。

其中,軸系1變形位移圖如圖9所示。

圖9 軸系1變形位移圖

軸系2變形位移圖如圖10所示。

圖10 軸系2變形位移圖

筆者考慮軸變形及安裝誤差,以傳動(dòng)誤差、齒面載荷分布及接觸區(qū)作為優(yōu)化目標(biāo),在軟件中輸入軸線(xiàn)偏斜誤差為0.060 mm,軸線(xiàn)傾斜誤差為0.023 mm,應(yīng)用軟件調(diào)整修形參數(shù),進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

在不修形的情況下,齒輪1-R和齒輪2-L齒輪副嚙合計(jì)算結(jié)果如圖(11～13)所示。

圖11 傳動(dòng)誤差曲線(xiàn)

圖12 齒面接觸應(yīng)力曲線(xiàn)

圖13 齒面載荷分布

由圖(11～13)可知:

齒輪傳動(dòng)誤差存在波動(dòng)現(xiàn)象,傳動(dòng)誤差峰峰值為4.83 μm,齒面線(xiàn)載荷最大值為2 624.44 N·mm-1,且存在應(yīng)力奇點(diǎn),齒面接觸區(qū)集中在齒向一端;齒輪副嚙合過(guò)程中,偏載會(huì)導(dǎo)致齒輪在傳動(dòng)過(guò)程中受到較大沖擊,致使齒面局部接觸應(yīng)力增大。

通過(guò)初步估算齒輪的修形范圍值后,針對(duì)每種修形方式,筆者按推薦值等距選取5個(gè)優(yōu)選值,進(jìn)行組合,得到多種修形方案,并以傳動(dòng)誤差和接觸應(yīng)力最小值作為優(yōu)化目標(biāo),進(jìn)行綜合篩選,然后得出修形數(shù)據(jù)。

工作齒面修形量如表5所示。

表5 工作齒面修形量

筆者對(duì)修形后齒輪副傳動(dòng)差和接觸應(yīng)力進(jìn)行分析,得到了傳動(dòng)誤差、齒面接觸分布、齒面載荷分布結(jié)果。

其中,傳動(dòng)誤差曲線(xiàn)如圖14所示。

圖14 傳動(dòng)誤差曲線(xiàn)

齒面接觸分布曲線(xiàn)如圖15所示。

圖15 齒面接觸分布曲線(xiàn)

齒面載荷分布結(jié)果如圖16所示。

圖16 齒面載荷分布

由圖(14～16)可知:齒輪在齒廓和齒向修形后,齒輪傳動(dòng)誤差得到了有效降低,其誤差峰值為3 μm,較修形前降低了38%;齒面線(xiàn)載荷最大值為1 540.97 N·mm-1,其較修形前降低了41.3%;齒面接觸區(qū)沿齒向分布較修形前更為均勻。

筆者應(yīng)用以上方法對(duì)齒輪1-L和齒輪2-R齒輪副進(jìn)行修形優(yōu)化設(shè)計(jì),得到修形數(shù)據(jù)如表6所示。

表6 工作齒面修形量

對(duì)比表(5,6)可知:通過(guò)合理的齒輪修形,可以有效補(bǔ)償齒輪安裝誤差,降低齒輪副受載變形對(duì)齒輪副嚙合性能的影響,避免輪齒偏載運(yùn)行,降低齒輪嚙合沖擊,延長(zhǎng)齒輪的使用壽命。

5.3 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

針對(duì)以上計(jì)算結(jié)果,筆者對(duì)齒輪進(jìn)行修形、裝機(jī),并對(duì)減速機(jī)進(jìn)行空載實(shí)驗(yàn)。

齒輪軸系如圖17所示。

圖17 齒輪軸系

齒輪與軸通過(guò)螺栓合在一起。設(shè)計(jì)齒輪輪齒的幾何精度等級(jí)為6級(jí),考慮到裝配誤差,齒輪加工及磨齒后的幾何精度應(yīng)提高一個(gè)等級(jí),達(dá)到5級(jí)以上。筆者以軸系軸承位作為基準(zhǔn),對(duì)裝配后的齒輪軸系進(jìn)行動(dòng)平衡實(shí)驗(yàn),其精度達(dá)到G2.5級(jí),齒部做幾何精度復(fù)測(cè)(其精度達(dá)到6級(jí),滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求),再進(jìn)行整機(jī)裝配。

裝配后型式實(shí)驗(yàn)如圖18所示。

圖18 減速機(jī)型式實(shí)驗(yàn)

通過(guò)實(shí)驗(yàn)可知:齒輪副運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn),整機(jī)噪聲、溫升、振動(dòng)等指標(biāo)符合實(shí)際的要求。

裝機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)一個(gè)維護(hù)周期后,筆者進(jìn)行拆機(jī)檢查,結(jié)果顯示齒輪副齒面的狀態(tài)良好,如圖19所示。

圖19 整機(jī)運(yùn)行后的齒面狀態(tài)

6 結(jié)束語(yǔ)

筆者分析了壓裂泵組合式人字齒輪結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、齒輪副強(qiáng)度校核及誤差類(lèi)型,采用KISS soft軟件,研究了輪齒修形對(duì)齒輪傳動(dòng)誤差、接觸斑點(diǎn)以及齒面載荷的影響。

研究結(jié)果表明:

(1)通過(guò)對(duì)人字齒輪副進(jìn)行齒面接疲勞觸強(qiáng)度和齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核,發(fā)現(xiàn)其齒面接觸疲勞安全系數(shù)為1.584和1.597,齒根彎曲疲勞安全系數(shù)為1.395和1.350,滿(mǎn)足強(qiáng)度設(shè)計(jì)的要求;

(2)安裝誤差、軸和齒輪受載變形會(huì)導(dǎo)致齒輪副產(chǎn)生偏載和應(yīng)力集中現(xiàn)象,以及嚙合過(guò)程中產(chǎn)生嚙入沖擊和嚙出沖擊;齒面局部應(yīng)力值高于理論設(shè)計(jì)值,會(huì)造成齒輪過(guò)早疲勞失效的后果;

(3)考慮安裝誤差、輪齒變形等因素對(duì)齒輪強(qiáng)度的影響,對(duì)齒輪副進(jìn)行了修形設(shè)計(jì),并計(jì)算了傳動(dòng)誤差,該算例中齒輪傳動(dòng)誤差峰值降低了38%,齒面線(xiàn)載荷降低了41.3%。該結(jié)果說(shuō)明,齒輪修形可以有效地降低齒輪傳動(dòng)誤差及齒面接觸應(yīng)力,并改善應(yīng)力接觸區(qū)的分布。

在后續(xù)的研究過(guò)程中,筆者將對(duì)組合式人字齒及行星齒輪傳動(dòng)動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行分析,研究其時(shí)變嚙合特性及其影響因素;并以傳動(dòng)系統(tǒng)的減振降噪為優(yōu)化目標(biāo),對(duì)輪齒嚙合特性進(jìn)行深入研究。