齿轮传动误差测量属于高精度测量，由于受到载荷情况、安装误差、光栅精度的影响，技术难度很大。以解决齿轮振动噪音为目的的传动误差测量，其测量精度应达到回转角2″以上，而载荷及其变化会引起测量误差，轴本身也会产生回转误差，小直径的圆光栅的精度最高也只能达到±2″，等等这些条件都限制了传动误差测量精度的提高。因此，如何设计合理的试验台结构，重点是光栅安装方式，进而得到满足精度要求的数据，是此类测试设备研制的关键点。
1.螺栓旋入深度设计
大齿轮是使用10.9级联接器安装的，在使用内螺纹和内螺母安装时，螺栓深度根据一般设计要求转换为10.9级螺纹板和10.9级装配螺栓的等效计算，螺母厚度通常为0,8d ~ 1,0d，而d是螺纹公称直径，因为内螺纹螺母的作用类似于45钢调制器， 其拉伸强度约为375 MPa至460 MPa，平均值为400MPa，约为10类螺母的40%，根据此计算，螺杆长度约为2-2.5d，由于螺纹加工不均匀，通常需要的螺纹长度不大于2D螺纹长度，因此0.8D符合标准要求，螺杆为M20×200mm，输入深度L=2D=40(mm)。
2.关键结构计算与技术分析
齿轮传动误差测量属于高精度测量，加载会引起系统变形，载荷的波动会引起测量不准确，技术难度很大，因此传统的传动误差测量都是在空载工况下进行。但是传动误差是受载荷影响的，齿轮受载变形会导致传动误差变化，因此想要测出齿轮在实际工况下的传动误差必须在加载情况下进行。在构建传动误差测试试验装备过程中，精密回转轴系的高刚度设计是影响测量精度的重要因素。光栅是安装在回转轴上，其回转精度直接影响测量精度。回转轴系的精度主要包括径向跳动、轴向跳动和角向跳动，其中径向跳动和角向跳动对圆周光栅测量有很大影响。径向跳动时回转轴的实际中心线，平行于理想回转轴线，其圆心在一个截面的运动轨迹通常是不规则形状，角向跳动的实际回转轴线，与理想回转轴线始终成一倾角，相交在一点。光栅的测量原理是莫尔条纹，所以径跳和角向跳动很显然会影响光栅测量结果。安装光栅的回转主轴在受载情况下的扭转变形和弯曲变形也会影响测量精度。因此为保证得到高精度传动误差测量结果，需要同时满足光栅主轴的高回转精度和支撑主轴系统刚度，包括弯曲刚度和扭转刚度。安装主轴精度满足要求后，才能达到光栅安装后的精度调整结果。要保证传动误差试验台中高精度角度测量，除了选择合适精度的光栅传感器之外，更关键的是如何保证其最终实际测量精度，我们称其为综合测量精度。要达到这一目的，需要采用专门的精度控制技术与措施。其中一项措施就是保证回转轴系在扭矩波动情况下引起的扭转变形误差。根据齿轮传动误差测量原理，光栅安装应该采用就近原则，即与被试件齿轮安装位置越近越好，保证光栅偏转角度与齿轮回转相对角位移的同步性，因此需要保证光栅安装轴系的刚度和精度。
3.单级双圆弧弧齿锥齿轮章动减速器优化设计
(1)根据硬币旋转的杠杆运动原理,设计了一种新型单级斜齿轮传动装置,并得到了传动比的计算公式,斜齿轮传动装置采用双弧形斜齿轮传动。(2)以电阻器的最小体积为目标函数,建立了优化的数学模型。优化模型包含四个设计变量和12个优化约束,并使用LINGO软件确定单级变速箱的参数。(3)在建立滚齿轮一级三维模型的基础上,对有限元进行了载荷强度分析。根据分析结果可以看出,单级齿轮在对接时,多齿同时接触,在凸齿面和凸齿面上各有对接接触轨迹,且齿面接触面积大;米塞斯应力分布均匀,但小端外轮的应力值较大,以后需要成型或改进结构。
4.渐开线齿廓波度与齿轮传动性能的关联性
对齿轮测量结果中介于宏观量与微观量间的波度信息进行拓展应用，分析了波度与使用过程传动误差及接触应力间的联系。（1）形成带波度渐开线齿廓方程构建方法，将实测数据引入，拟合了基于实测数据的波度曲线。（2）基于啮合原理研究了渐开线齿廓波度的波长、幅值和相位与传动误差的关联性，并通过试验验证了计算的正确性。结果表明，传动误差波动幅度大小受波度的幅值影响明显，对波长和相位的改变不敏感，渐开线波度的起伏次数与传动误差阶次相关联，波长减小即起伏次数增加，则传动误差对应齿数倍数阶次的幅值增大。（3）通过有限元法分析渐开线齿廓波度与齿轮传动接触特性的关联性，结果表明，带波度齿廓接触应力普遍大于标准渐开线齿廓的接触应力，且易在波峰附近出现应力较大值。齿轮啮合时，接触应力大小受波度幅值影响较大，受波长和相位的影响较小。研究表明，基于齿面波度波长、幅值和相位，可以预报齿轮啮合传动的接触应力大小及传动误差的变化。研究为通过波度信息预报齿轮传动性能提供了基础。
5.摆线轮接触应力分析
摆线轮接触应力分析在太阳轮的驱动作用下，两片摆线轮啮合轮齿位置和数量不断改变且重复出现。为便于分析，在第二行星级转动1圈的过程中，等间隔提取其中4个增量步（太阳轮转动25%、50%、75%和100%）的摆线轮应力云图和接触印痕，并标记出应力最大值出现位置，以便观察摆线轮啮合情况。输入端、输出端两片摆线轮在任意时刻参与啮合的轮齿区域基本关于旋转轴线极对称。第二行星级太阳轮转动25%时，最大应力出现在输出端摆线轮的转臂轴承孔附近的轮齿处，为360.128MPa；第二行星级太阳轮转动50%时，最大应力出现在输入端摆线轮的转臂轴承孔附近的轮齿处，为311.078MPa；第二行星级太阳轮转动75%时，最大应力出现在输出端摆线轮的转臂轴承孔附近的轮齿处，为253.669MPa；第二行星级太阳轮转动100%时，最大应力出现在输入端摆线轮的转臂轴承孔附近的轮齿处，为429.449MPa。第二行星级太阳轮转动一整圈过程中，最大应力位置在两片摆线轮之间不断交替，但都出现在转臂轴承孔附近参与啮合的轮齿处，摆线轮上最大应力为429.449MPa。为了补偿制造误差，便于装拆，保证良好的润滑和提高传动效率，对摆线轮进行了等距加移距修形。修形后的单片摆线轮参与啮合轮齿数量在4~6之间波动，两片摆线轮参与啮合轮齿总数在9~11之间波动。
6.技术条件适应性分析
根据以上设计,分析本方案中技术条件的适应性,具体如下:1)驱动装置的设计尺寸符合技术条件要求的限值;2)设备的驱动性能满足技术条件下稳定驱动的要求;3)该装置采用开放式变速箱设计,所有参数的选择和设计均根据相关设计准则进行选择和确定,使用常规空气冷却可以满足要求;4)该装置采用开放式设计,设置合适的工作温度监测装置,控制温升≤150°C,齿轮的强度、跨度、间隙检查符合长期稳定运行所需的技术条件;5)电气部分的防护等级为IP54,满足技术要求;6)根据设备的设计,保护外壳可以满足室外温度,湿度和灰尘条件的保护要求。
结束语
本文主要介绍单级变速箱设计中常用的相对低精度要求,不包含箱体设计的描述。本文的目的是为相同类型的工具和船舶辅助变速器设计提供参考。
参考文献
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