GBT 39545.4-2023 閉式齒輪傳動裝置的零部件設(shè)計和選擇 第4部分：撓性聯(lián)軸器平衡等級

閉式齒輪傳動裝置的零部件設(shè)計和選擇第4部分：撓性聯(lián)軸器平衡等級GB/T39545.4—2023前言 I Ⅱ 2規(guī)范性引用文件 3術(shù)語和定義 14符號 65聯(lián)軸器的潛在不平衡量和平衡精度等級 76聯(lián)軸器平衡精度等級選擇 86.1不平衡量限值 86.2選擇步驟 86.3系統(tǒng)靈敏度因素 96.4和GB/T9239.1—2006平衡品質(zhì)級別(G)的比較 7未做過平衡的聯(lián)軸器潛在不平衡量影響因素 8已做過平衡的聯(lián)軸器潛在不平衡量影響因素 9聯(lián)軸器潛在不平衡量的確定 9.1基本做法 9.2零部件未做過平衡的聯(lián)軸器 9.3零部件已做過平衡的聯(lián)軸器 9.4裝配后平衡過的聯(lián)軸器 附錄A(資料性)不平衡計算常用計算公式 附錄B(資料性)零部件未做過平衡的聯(lián)軸器的潛在不平衡量計算 附錄C(資料性)零部件已做過平衡的聯(lián)軸器的潛在不平衡量計算 附錄D(資料性)裝配后平衡的聯(lián)軸器(使用心軸)的潛在不平衡量計算 附錄E(資料性)裝配后平衡的聯(lián)軸器(不使用心軸)的潛在不平衡量計算 附錄F(資料性)零部件未做過平衡的高精度聯(lián)軸器的潛在不平衡量計算 附錄G(資料性)零部件已做過平衡的高精度聯(lián)軸器的潛在不平衡量計算 附錄H(資料性)裝配后不使用心軸平衡的高精度聯(lián)軸器的潛在不平衡量計算 附錄I(資料性)附件位移引起的潛在不平衡量計算公式的導(dǎo)出 附錄J(資料性)附件質(zhì)量差異引起的潛在不平衡量計算公式的導(dǎo)出 附錄K(資料性)聯(lián)軸器和葉輪的不平衡量對離心泵軸承的影響 附錄L(資料性)本文件平衡精度等級和GB/T9239.1—2006平衡品質(zhì)級別(G)的比較 參考文獻 I本文件按照GB/T1.1—2020《標準化工作導(dǎo)則第1部分：標準化文件的結(jié)構(gòu)和起草規(guī)則》的規(guī)定起草。本文件是GB/T39545《閉式齒輪傳動裝置的零部件設(shè)計和選擇》的第4部分。GB/T39545已經(jīng)發(fā)布了以下部分：——第1部分：通用零部件；——第3部分：軸和輪轂的無鍵配合連接；——第4部分：撓性聯(lián)軸器平衡等級。請注意本文件的某些內(nèi)容可能涉及專利。本文件的發(fā)布機構(gòu)不承擔識別專利的責(zé)任。本文件由中國機械工業(yè)聯(lián)合會提出。本文件由全國減速機標準化技術(shù)委員會(SAC/TC357)歸口。本文件起草單位：江蘇泰隆減速機股份有限公司、天津華建天恒傳動有限責(zé)任公司、重慶大學(xué)、南京航空航天大學(xué)、鄭州機械研究所有限公司、太原理工大學(xué)、沃德傳動(天津)股份有限公司、江蘇省金象傳動設(shè)備股份有限公司。本文件主要起草人：李釗剛、魏靜、陸鳳霞、鮑和云、朱如鵬、劉世軍、王鐵、張紹明、孔霞、趙穎、ⅡGB/T39545《閉式齒輪傳動裝置的零部件設(shè)計和選擇》是一套適用于不同類型的工業(yè)用齒輪傳動裝置零部件設(shè)計和選用方法的基礎(chǔ)標準，旨在規(guī)范各類閉式齒輪傳動裝置零部件與主要配套件設(shè)計和選用方法的準則，擬由5個部分組成?！?部分：通用零部件。目的在于考慮了閉式齒輪傳動裝置的應(yīng)用特點的基礎(chǔ)上，為軸等通用零部件的設(shè)計和選擇提供一套完整的規(guī)范性技術(shù)指導(dǎo)文件，以提升設(shè)計、制造和應(yīng)用水平，為提高我國的閉式齒輪傳動裝置的設(shè)計制造的基本功打基礎(chǔ)。——第2部分：軸和輪轂的鍵連接。目的在于通過補充鍵槽的幾何形狀和位置公差及檢驗方法等規(guī)范，進一步完善我國鍵連接的標準體系，提高鍵連接的質(zhì)量，更好地保證閉式齒輪傳動裝置的安全可靠運行?！?部分：軸和輪轂的無鍵配合連接。目的是滿足轉(zhuǎn)型升級的需求，提升技術(shù)和方便使用，更好地保證閉式齒輪傳動裝置的安全可靠運行。 第4部分：撓性聯(lián)軸器平衡等級。目的在于增加解決聯(lián)軸器不平衡問題的途徑，促進我國撓性聯(lián)軸器的設(shè)計、制造和應(yīng)用水平的提高。——第5部分：撓性聯(lián)軸器的靜態(tài)和動態(tài)特性。目的在于規(guī)范并普及撓性聯(lián)軸器的靜態(tài)和動態(tài)特性的計算方法，以滿足閉式齒輪傳動裝置和主機系統(tǒng)日益增長的動態(tài)分析的應(yīng)用需求。這些標準和通用標準相比具有以下主要特征：針對閉式齒輪傳動裝置應(yīng)用特性的需求，所有零部件的應(yīng)力計算都在通用設(shè)計的基礎(chǔ)上進行了修正，強度計算除考慮疲勞失效外還考慮了峰值載荷過載損傷的影響；給出由實踐經(jīng)驗得出的這些零部件設(shè)計和選擇的關(guān)注重點；屬國內(nèi)首次制定的標準，對現(xiàn)有標準做了進一步補充和完善；從系統(tǒng)角度補齊了重要關(guān)聯(lián)件聯(lián)軸器和連接方面的標準；涵蓋了閉式齒輪傳動裝置所有主要零部件；文件中的相關(guān)方法同樣適用于非閉式齒輪傳動裝置零部件的設(shè)計和選擇。GB/T39545為我國閉式齒輪傳動裝置零部件設(shè)計提供了一套較完整實用的設(shè)計與選用方法的規(guī)范和指南。撓性聯(lián)軸器通常由若干安裝基準面之間具有徑向間隙和偏心量的零部件裝配而成。正是這些間隙和偏心量等因素造成聯(lián)軸器主慣性軸與旋轉(zhuǎn)軸線偏離而產(chǎn)生潛在不平衡量。本文件給出依據(jù)設(shè)計規(guī)范、通過理論計算得出聯(lián)軸器有可能存在的最大不平衡量的方法，并根據(jù)本文件規(guī)定的選擇方法確定聯(lián)軸器的平衡精度等級，在設(shè)計階段就可以判斷出聯(lián)軸器能否滿足實際應(yīng)用中的不平衡要求；且可通過對各因素不平衡影響量的分析，找出主要因素，對設(shè)計做出有效改進。本文件與適用于剛性轉(zhuǎn)子平衡質(zhì)量要求的GB/T9239.1—2006一并使用。1閉式齒輪傳動裝置的零部件設(shè)計和選擇第4部分：撓性聯(lián)軸器平衡等級1范圍本文件規(guī)定了撓性聯(lián)軸器平衡等級的符號，聯(lián)軸器的潛在不平衡量和平衡精度等級，聯(lián)軸器平衡精度等級選擇，未做過平衡的聯(lián)軸器的潛在不平衡量影響因素，已做過平衡的聯(lián)軸器的潛在不平衡量影響因素和聯(lián)軸器潛在不平衡量的確定。本文件適用于閉式齒輪傳動裝置用的撓性聯(lián)軸器平衡精度等級的選擇和潛在不平衡量計算。注：同時采用本文件與GB/T9239.1—2006的方法的應(yīng)用示例見附錄K。本文件不包含以下因素不平衡量的影響：——軸跳動；——突出輪轂或軸的鍵；——未填滿的鍵槽或銷槽；——聯(lián)軸器安裝表面間隙；——非均質(zhì)材料；——彎曲基準面。本文件不適用于彈性聯(lián)軸器用于通過彈性撓曲補償兩軸相對位移工況時的潛在不平衡量計算。2規(guī)范性引用文件下列文件中的內(nèi)容通過文中的規(guī)范性引用而構(gòu)成本文件必不可少的條款。其中，注日期的引用文件，僅該日期對應(yīng)的版本適用于本文件；不注日期的引用文件，其最新版本(包括所有的修改單)適用于本文件。GB/T9239.1—2006機械振動恒態(tài)(剛性)轉(zhuǎn)子平衡品質(zhì)要求第1部分：規(guī)范與平衡允差的檢驗3術(shù)語和定義下列術(shù)語和定義適用于本文件。檢查旋轉(zhuǎn)零部件的質(zhì)量分布，并根據(jù)需要進行調(diào)整，以確保在運行對應(yīng)的頻率下零部件的振動和作用于軸承的力均處于規(guī)定限值內(nèi)的工藝過程。靜態(tài)不平衡staticunbalance靜不平衡靜力不平衡主慣性軸與旋轉(zhuǎn)軸線僅平行偏離的不平衡狀態(tài)。2注1:見圖1。注2:靜態(tài)不平衡的定量測量可由兩個動態(tài)不平衡力矢量確定。[來源：GB/T6444—2008,5.6,有修改]標引序號說明：1——靜態(tài)不平衡；2——主慣性軸；3——質(zhì)心；4——旋轉(zhuǎn)軸線。圖1靜態(tài)不平衡力偶不平衡coupleunbalance偶不平衡主慣性軸與旋轉(zhuǎn)軸線在質(zhì)心相交的不平衡狀態(tài)。注1:見圖2。注2:力偶不平衡的定量測量，可通過包含質(zhì)心和軸線平面中的某個參考點的兩個動態(tài)不平衡矢量力矩的矢量和確定。若轉(zhuǎn)子中的靜態(tài)不平衡在包含參考點的任何平面以外的平面中得到校正，則該力偶不平衡將改變。標引序號說明：1——主慣性軸；2——質(zhì)心；3——力偶不平衡。圖2力偶不平衡動態(tài)不平衡dynamicunbalance動不平衡主慣性軸與旋轉(zhuǎn)軸線既不平行也不相交的不平衡狀態(tài)。注1:見圖3。注2:動態(tài)不平衡的定量測量，可由完全代表轉(zhuǎn)子總體不平衡的兩個指定平面(垂直于旋轉(zhuǎn)軸線)的兩個互補不平衡3矢量確定。注3:動態(tài)不平衡可分解為兩個(或兩個以上)橫向平面的靜態(tài)不平衡和力偶不平衡的組合。本文件僅涵蓋兩個平面情況，從動態(tài)不平衡到靜態(tài)不平衡及力偶不平衡可進行矢量分析轉(zhuǎn)換，反之亦然。動態(tài)不平衡的校正可實現(xiàn)全部不平衡量的校正。標引序號說明：1——主慣性軸；2—-質(zhì)心；3——動態(tài)不平衡。準靜不平衡主慣性軸與旋轉(zhuǎn)軸線在質(zhì)心之外的一點處相交的不平衡狀態(tài)。注1:見圖4。注2:準靜態(tài)不平衡為動不平衡的特殊情況，其不平衡的角度與力偶不平衡的角度一致。標引序號說明：1——主慣性軸；2——準靜態(tài)不平衡；3——質(zhì)心。圖4準靜態(tài)不平衡在直至最高工作轉(zhuǎn)速的任意轉(zhuǎn)速下旋轉(zhuǎn)，由給定的不平衡量的分布引起的撓曲低于允許限度的轉(zhuǎn)子。4注：在一組條件下(如工作轉(zhuǎn)速和初始不平衡量)可視為剛性轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)子，而在其他條件下可能不視為剛性轉(zhuǎn)子。旋轉(zhuǎn)軸線axisofrotation零部件旋轉(zhuǎn)的瞬時軸線。主慣性軸位移displacementofprincipalinertiaaxis平衡面上主慣性軸相對于旋轉(zhuǎn)軸線的位移量。注1:靜態(tài)不平衡情形下，主慣性軸與旋轉(zhuǎn)軸線平行；其他情形下，主慣性軸與旋轉(zhuǎn)軸線不平行，因此兩個平衡平面內(nèi)兩軸線的位移量不等。注2:在平衡方面，主慣性軸用來表示與旋轉(zhuǎn)軸線最接近重合的一個中心主軸線(三個中心主軸線之一)。不平衡質(zhì)量與其質(zhì)心到旋轉(zhuǎn)軸線距離的乘積。注：質(zhì)心位置計算見附錄A。潛在不平衡量potentialunbalance聯(lián)軸器中可能存在的最大不平衡量。在從平衡機上拆卸之前，聯(lián)軸器零部件或組件平衡后的最終殘留不平衡量。平衡等級分類balancegradeclassification潛在不平衡量的精度等級類別。做平衡時安裝聯(lián)軸器零部件或聯(lián)軸器組裝件用的軸。軸套bushing用于將聯(lián)軸器或聯(lián)軸器零部件安裝在心軸上的調(diào)整件或調(diào)整件組件。注：通常稱聯(lián)軸器或聯(lián)軸器零部件內(nèi)孔和心軸之間的調(diào)整件為襯套。帶有一個或多個軸套的心軸。安裝平衡工裝、聯(lián)軸器或聯(lián)軸器零部件的心軸、軸套或心軸部件的表面。5用于保持聯(lián)軸器剛性，且其軸線與設(shè)計軸線一致的附件。注：簡稱附件。工作表面runningsurface平衡機中支承聯(lián)軸器的運轉(zhuǎn)表面。注：工作表面和安裝面可以為同一表面。測量基準面indicatingsurface零件為做平衡而加工的軸線測量面。檢測基準面detectionsurface檢測指示面零件為做平衡而設(shè)立的軸線檢測面。注：某些情況下，找正基準和檢測基準為同一表面。由幾何設(shè)計同軸度公差引起的，并導(dǎo)致質(zhì)心相對于旋轉(zhuǎn)軸產(chǎn)生位移的均勻體不平衡。安裝基準面pilotsurface聯(lián)軸器或聯(lián)軸器零部件上安裝另一個聯(lián)軸器零部件的支撐基準面。注：常見的安裝基準面(也稱裝配基準面)有止口，銷孔，螺栓分布圓，各種定位面(如圓柱面內(nèi)孔或外徑，齒頂圓直徑和齒根圓直徑)等。剛性聯(lián)軸器rigidcoupling不能補償兩軸相對位移、聯(lián)軸器自身被連接零件間不產(chǎn)生間隙和相對位移、聯(lián)軸器不平衡量引起的撓曲低于允許限度的聯(lián)軸器。注：在一組條件下(如工作轉(zhuǎn)速和初始不平衡量)可視為剛性聯(lián)軸器的聯(lián)軸器，而在其他條件下可能不視為剛性聯(lián)軸器。撓性聯(lián)軸器flexiblecoupling彈性撓曲(大)不能認為是剛性聯(lián)軸器，且聯(lián)軸器自身被連接零件間允許產(chǎn)生間隙和相對位移、可通過彈性撓曲補償兩軸相對位移的聯(lián)軸器。注1:除帶彈性元件的彈性聯(lián)軸器外，撓性聯(lián)軸器彈性撓曲(大)都是相對于剛性聯(lián)軸器而言的，一般不足以補償兩軸明顯的相對位移。注2:本文件把具有類似剛性聯(lián)軸器的結(jié)構(gòu)，零部件安裝基準面之間具有徑向間隙和偏心量的聯(lián)軸器也歸并于撓性聯(lián)軸器。[來源：GB/T3931—2010,2.3,有修改]彈性聯(lián)軸器resilientcoupling利用彈性元件的彈性變形，以實現(xiàn)補償兩軸相對位移、緩和沖擊和吸收振動的撓性聯(lián)軸器。64符號下列符號適用于本文件，見表1。符號釋義單位首次使用B螺栓分布圓半徑式(15)D基準面孔徑d基準面軸徑圖6螺栓分布圓偏心量式(14)平衡夾具質(zhì)心軸線位移式(19)安裝夾具的偏心量式(20)安裝夾具之間的徑向間隙式(21)螺栓到螺栓孔的最大半徑間隙式(14)以質(zhì)心位移表示的平衡機最小可達剩余不平衡量式(18)零部件相對于旋轉(zhuǎn)軸線的最大累積徑向偏心量式(14)裝配基準面相對于旋轉(zhuǎn)軸線的最大累積半徑間隙式(23)per以質(zhì)心位移表示的最大允許剩余不平衡量式(16)主慣性軸的最大位移量零件1外徑軸線相對于自身軸孔軸線的位移(偏心量)式(2)零件2外徑軸線相對于自身軸孔軸線的位移(偏心量)式(5)徑向間隙式(10)平衡機滾子中心面與檢測指示面不為同一平面時殘留角的撓度差式(24)F不平衡力N式(A.5)GGB/T9239.1的平衡品質(zhì)級別或以毫米每秒(mm/s)為單位表示的潛在不平衡量mm/s檢測指示面到平衡機滾子中心線的長度式(24)L?平衡機滾子中心線到半聯(lián)軸器質(zhì)心的長度式(24)MB?零件1孔的等效質(zhì)量式(2)M零件2孔的等效質(zhì)量式(3)MF每個平衡面分攤的安裝夾具質(zhì)量式(19)MH附件總質(zhì)量式(14)Msi零件1的質(zhì)量(按無孔計算)式(2)Ms?零件2的質(zhì)量(按無孔計算)式(3)MT每個平衡面的分攤質(zhì)量式(16)N附件中的緊固件數(shù)量—式(14)7轉(zhuǎn)速式(17)7符號釋義單位首次使用零件1的外圓半徑R?零件2的外圓半徑零件1的軸孔半徑圖8零件2的軸孔半徑圖9總測量值式(20)安裝夾具的剩余不平衡量式(19)安裝夾具偏心量引起的不平衡量式(20)UF?安裝夾具間隙引起的不平衡量式(21)U附件位移引起的潛在不平衡量式(14)UH?附件質(zhì)量差異引起的潛在不平衡量未平衡零件的固有不平衡量未平衡零件1的固有不平衡量式(2)未平衡零件2的固有不平衡量式(8)任一零件因各種因素產(chǎn)生的不平衡量的通用符號式(1)平衡機最小可達剩余不平衡量式(18)最大允許剩余不平衡量式(16)裝配基準面偏心量引起的潛在不平衡量式(8)Up?裝配基準面間隙引起的潛在不平衡量式(13)U總潛在不平衡量式(1)Yxx相對于旋轉(zhuǎn)軸線x-x的質(zhì)心位置式(2)相對于旋轉(zhuǎn)軸線y-y的質(zhì)心位置式(4)角速度式(A.4)一組緊固件的最大質(zhì)量差g式(15)5聯(lián)軸器的潛在不平衡量和平衡精度等級本文件根據(jù)聯(lián)軸器的潛在不平衡量數(shù)值大小限值進行平衡等級分類。聯(lián)軸器的潛在不平衡量是指聯(lián)軸器中可能存在的最大不平衡量。不平衡的可能來源有：——零部件的不平衡量；——零部件裝配基準面偏心；——零部件裝配基準面間隙；——安裝夾具的偏心量、間隙和不平衡量。通常，總潛在不平衡量的計算方法是首先分別計算不同來源影響因素產(chǎn)生的潛在不平衡量子項，然后取各子項平方總和的平方根，即按式(1)計算：8U=√ZU……(1)式中：U——總潛在不平衡量，單位為克毫米(g·mm);U;——任一零件因各種因素產(chǎn)生的不平衡量的通用符號，下標i為不同因素的區(qū)分符，單位為克毫米(g·mm)。具體影響因素見第7章和第8章，應(yīng)用示例見附錄B～附錄H。聯(lián)軸器的潛在不平衡量也可以用主慣性軸的最大位移量(e,)來表示，單位為微米(μm)?？倽撛诓黄胶饬?U)和主慣性軸的最大位移量(e)的單位換算，及其和GB/T9239.1平衡品質(zhì)級別(G)之間的換算見附錄A。注：U換算成G后，符號G表示以毫米每秒(mm/s)為單位的潛在不平衡量。聯(lián)軸器平衡精度等級按主慣性軸最大位移量(ess)數(shù)值大小限值分類，分成4～11八個精度等表2聯(lián)軸器平衡精度等級分類聯(lián)軸器平衡精度等級最大不平衡量(ers)456789800以上6聯(lián)軸器平衡精度等級選擇6.1不平衡量限值轉(zhuǎn)子系統(tǒng)允許的聯(lián)軸器不平衡量(即不平衡量限值)是由所連接機器和支撐結(jié)構(gòu)的特性決定的，建議由機器制造商確定不平衡量限值并指定合適的平衡精度等級。6.2選擇步驟當聯(lián)軸器需方無法確定合適的平衡精度等級時，一般應(yīng)按以下2個步驟選取。a)按圖5選定選擇段共7個選擇段，按每半聯(lián)軸器的質(zhì)量和聯(lián)軸器最大運行速度確定合適的選擇段。b)根據(jù)系統(tǒng)對聯(lián)軸器不平衡的敏感度，按表3選取平衡精度等級表3中的建議值僅反映典型的選擇實例，并不保證該值適用于任何特定系統(tǒng)或機器。對聯(lián)軸器不平衡不敏感的系統(tǒng)，建議采用低于建議值的平衡精度等級；相反，對聯(lián)軸器不平衡敏感的系統(tǒng)或機器可能需要選擇比建議分類更高的平衡精度等級。9示例：每半聯(lián)軸器的質(zhì)量：34kg;最高運行速度：7500r/min。根據(jù)圖5,合適的選擇段為“E”段。按表3,系統(tǒng)對聯(lián)軸器不平衡靈敏度為“中度”時，典型的聯(lián)軸器平衡精度等級選5級為合適。最高運行速度/(1000r/min)表3聯(lián)軸器平衡精度等級選擇選擇段(圖5)系統(tǒng)對聯(lián)軸器不平衡的敏感度低度中度高度聯(lián)軸器平衡精度等級A98B987C876D765E654F54G4注：聯(lián)軸器各平衡精度等級允許的最大不平衡量見表2。6.3系統(tǒng)靈敏度因素以下因素會增大系統(tǒng)對聯(lián)軸器不平衡量的敏感度。——軸端撓度。具有撓性軸延伸段并產(chǎn)生大撓度的機器對于聯(lián)軸器不平衡量相對敏感?！?lián)軸器質(zhì)量和不平衡力增加了軸承載荷。輕負載軸承或軸承負載主要由聯(lián)軸器懸臂負荷引起的機器對不平衡量相對敏感，懸臂轉(zhuǎn)子或懸臂負載的機器通常對聯(lián)軸器不平衡量比較敏感?！S承、軸承支承和底座的柔度。轉(zhuǎn)動元件具有柔性底座或支承的機器或系統(tǒng)對聯(lián)軸器不平衡相對敏感?！到y(tǒng)固有頻率。以接近轉(zhuǎn)子或支撐系統(tǒng)的固有頻率工作的機器或系統(tǒng)對聯(lián)軸器不平衡敏感。——機器分離。聯(lián)軸器用于連接分離型機器的系統(tǒng)時(如使用浮動軸聯(lián)軸器的系統(tǒng)),對聯(lián)軸器不平衡相對敏感?！S承跨距和軸延伸段長度的比例關(guān)系。短軸承跨距的機器對靜態(tài)不平衡敏感。注：軸跳動、半聯(lián)軸器輪轂孔和軸之間的間隙及安裝基準面的間隙都會使聯(lián)軸器不平衡量產(chǎn)生變化。6.4和GB/T9239.1—2006平衡品質(zhì)級別(G)的比較本文件平衡精度等級和GB/T9239.1—2006平衡品質(zhì)級別(G)的比較見附錄L。7未做過平衡的聯(lián)軸器潛在不平衡量影響因素未做過平衡的聯(lián)軸器潛在不平衡量的影響因素有下列內(nèi)容。a)未平衡聯(lián)軸器零部件的固有不平衡量若整臺聯(lián)軸器或其零部件都未做過平衡，則制造公差引起的固有不平衡量應(yīng)按下述兩種方法之一作出判斷：●累計生產(chǎn)相同設(shè)計規(guī)格聯(lián)軸器不平衡數(shù)據(jù)的統(tǒng)計分析；●依據(jù)設(shè)計規(guī)范通過理論計算得出有可能存在的最大不平衡量。b)聯(lián)軸器裝配基準面偏心量聯(lián)軸器裝配基準面偏心量是指裝配或重新裝配后聯(lián)軸器零件之間質(zhì)心軸線的允許相對徑向位移。c)聯(lián)軸器裝配基準面間隙聯(lián)軸器裝配基準面間隙是聯(lián)軸器零件或部件的質(zhì)心軸線允許的相對徑向位移。d)附件位移附件位移是附件間隙和螺栓分布圓偏心量的組合偏心量。e)附件質(zhì)量差異附件質(zhì)量差異是聯(lián)軸器所有附件的質(zhì)量差異量，包括緊固件、墊圈、螺母、滑油塞、密封圈、墊第9章給出所有這些因素對聯(lián)軸器不平衡量影響的計算方法，計算示例見附錄B和附錄F。8已做過平衡的聯(lián)軸器潛在不平衡量影響因素已做過平衡的聯(lián)軸器潛在不平衡量的影響因素如下。a)最大允許剩余不平衡量最大允許剩余不平衡量與每個被平衡零件均有關(guān)。b)平衡機最小可達剩余不平衡量誤差源包括：●平衡機設(shè)備的靈敏度(能測出的最小剩余不平衡量的極限值);●如果有可能，就要再考慮驅(qū)動機的誤差。c)心軸組件或平衡夾具不平衡量心軸組件或平衡夾具不平衡量是由心軸組件或平衡夾具的所有零部件引起的綜合剩余不平衡d)心軸組件或平衡夾具安裝面偏心量心軸組件安裝面或平衡夾具安裝面偏心量是相對于平衡機中旋轉(zhuǎn)軸線的偏心量。e)心軸組件或夾具安裝面間隙心軸組件或夾具安裝面間隙是心軸組件或夾具中的間隙，如軸套與孔，心軸與軸套在可用情況下的間隙。f)聯(lián)軸器裝配基準面偏心量聯(lián)軸器裝配基準面偏心量是指在平衡操作之后，初始裝配和重新裝配的聯(lián)軸器零部件之間質(zhì)心軸線的允許最大徑向位移。注：對于平衡過的聯(lián)軸器，若拆后重裝時按初始裝配做的匹配標記裝配，可保持裝配基準面偏心與平衡時狀態(tài)相同，不影響平衡結(jié)果。g)聯(lián)軸器裝配基準面間隙聯(lián)軸器裝配基準面間隙是指在平衡操作之后，重裝聯(lián)軸器時聯(lián)軸器零部件質(zhì)心軸線的可允許徑向位移的間隙。對裝配后做過平衡的聯(lián)軸器，重新裝配時零部件質(zhì)心軸線的潛在位移量等于直徑間隙(D一d),見圖6。對零部件做過平衡的聯(lián)軸器，聯(lián)軸器零部件質(zhì)心軸線的潛在位移量等于直徑間隙的二分之一，即(D—d)/2,見圖7。上述規(guī)律也適用于由螺栓作為基準的聯(lián)軸器零部件。h)附件位移附件位移是附件間隙和螺栓分布圓偏心量的組合位移。i)附件質(zhì)量差異附件質(zhì)量差異是聯(lián)軸器所有附件的質(zhì)量差異量，包括緊固件、墊圈、螺母、滑油塞、密封圈、墊j)聯(lián)軸器軸孔相對于運行表面的偏心量聯(lián)軸器軸孔相對于運行表面的偏心量是軸孔的理論中心線相對于平衡機(不使用心軸做平衡)支承表面的位移量。第9章給出了出現(xiàn)上述全部因素時聯(lián)軸器不平衡量的計算方法。計算示例見附錄C、附錄D、a)b)1——平衡及裝配時的旋轉(zhuǎn)軸線；圖6裝配后做過平衡的聯(lián)軸器的裝配基準面間隙平衡時裝配或重裝時a)b)標引序號說明：1——平衡時的旋轉(zhuǎn)軸線；圖7零部件做過平衡的聯(lián)軸器的裝配基準面間隙9聯(lián)軸器潛在不平衡量的確定本文件把撓性聯(lián)軸器視為兩個分開的半聯(lián)軸器，每個半聯(lián)軸器質(zhì)量為整體聯(lián)軸器的一半。驅(qū)動裝置受到通過其重心作用的半聯(lián)軸器潛在不平衡量的影響(見圖E.1和圖H.1),而被驅(qū)動設(shè)備受到另一半聯(lián)軸器潛在不平衡量的作用。但若聯(lián)軸器不對稱，則應(yīng)分別對每一半進行計算。GB/T39545.4—20239.2零部件未做過平衡的聯(lián)軸器9.2.1零部件未做過平衡的聯(lián)軸器潛在不平衡量的確定9.2.2～9.2.6給出零部件未做過平衡的聯(lián)軸器所有影響因素子項潛在不平衡量的估算公式，9.2.7給出總潛在不平衡量的求法。示例見附錄B和附錄F。9.2.2未平衡零件的固有不平衡量(U1)單個零件的影響量，可用其質(zhì)量乘以質(zhì)心相對于旋轉(zhuǎn)軸線的最大位移來確定。單個零件相對于旋轉(zhuǎn)軸線x-x的固有不平衡量(U?)(見圖8)按式(2)計算：Ui?=1000y(Ms?-M)=1000e?Ms…………(2)式中：U??——未平衡零件1的固有不平衡量，單位為克毫米(g·mm);y——相對于旋轉(zhuǎn)軸線x-x的質(zhì)心位置(推導(dǎo)過程見附錄A),單位為毫米(mm);Ms?——零件1的質(zhì)量(按無孔計算),單位為千克(kg);Mμ——零件1孔的等效質(zhì)量，單位為千克(kg);e?——零件1外徑軸線相對于自身軸孔軸線x-x的位移(偏心量),單位為毫米(mm)。標引符號說明：r?——零件1的軸孔半徑，單位為毫米(mm);R?——零件1的外圓半徑，單位為毫米(mm)。圖8零件1的相關(guān)尺寸9.2.3聯(lián)軸器裝配基準面偏心量引起的潛在不平衡量(Up)當零件1的裝配基準面軸線偏離旋轉(zhuǎn)軸x-x(按圖9)時，安裝在零件1上的零件2的潛在不平衡量(U)按式(3)計算：U=1000y(Ms?-M?)……………(3)式中：M?——零件2的質(zhì)量(按無孔計算),單位為千克(kg);Mμ——零件2孔的等效質(zhì)量，單位為千克(kg)。對式(3)經(jīng)式(4)～式(7)進一步的計算和推導(dǎo)得式(8):yxx=e?+yy………………(4) (6)U=1000[e?(Ms?-M)+e?Msg] (7)U=Up+U12 式中：yy——相對于旋轉(zhuǎn)軸線y-y的質(zhì)心位置，單位為毫米(mm);e?——零件2外徑軸線相對于自身軸孔軸線的位移(偏心量),單位為毫米(mm);Up——裝配基準面偏心量引起的潛在不平衡量，Up=1000e?(Ms?-Mp),單位為克毫米Uiz——未平衡零件2的固有不平衡量，按9.2.2所述方法計算，Ui?=1000e?Ms?,單位為克毫米圖9相互裝配零件的相關(guān)尺寸9.2.4聯(lián)軸器裝配基準面間隙引起的潛在不平衡量(Up)當安裝在裝配基準面軸線偏離旋轉(zhuǎn)軸x-x的零件1上，零件2裝配基準面存在間隙時的潛在不平衡量(U)按式(9)計算(見9.2.3和圖9)。U=1000yx(Msz-M?) (9)對式(9)經(jīng)式(10)～式(12)進一步的計算和推導(dǎo)得式(13): (10) (11)U=1000[e?(Ms-Mg)+e?Me+e?(Ms?-Mp) U=Up+Ui?+Up? 式中：e?——徑向間隙，eg=r?-R?,單位為毫米(mm);Up——裝配基準面間隙引起的潛在不平衡量，Up=1000e?(Mg-Mp),Up?=1000e?(Ms?-M)和U?2=1000e?Ms?按9.2.3所述定義。單位為克毫米(g·mm)。9.2.5附件位移引起的潛在不平衡量(Um)附件位移引起的潛在不平衡量(U)(圖10)按式(14)計算：式中：Um——附件位移引起的潛在不平衡量，單位為克毫米(g·mm);MH——附件總質(zhì)量，單位為千克(kg);en——螺栓到螺栓孔的最大半徑間隙，en=(螺栓孔最大直徑一螺栓最小直徑)/2,單位為毫米ec——螺栓分布圓偏心量，ec=(螺栓孔的位置度/2+ep),單位為毫米(mm);epi——該組件相對于旋轉(zhuǎn)軸線的最大累積徑向偏心量，em=同軸度/2,單位為毫米(mm);N——附件中的緊固件數(shù)量。1——螺栓孔中心；2——螺栓中心。圖10附件間隙9.2.6附件質(zhì)量差異引起的潛在不平衡量(Unp)附件質(zhì)量差異引起的潛在不平衡量(Ug),按式(15)估算：式中：△M——一組緊固件的最大質(zhì)量差，等于該組中最重的緊固件質(zhì)量減去最輕的緊固件質(zhì)量，單位為克(g);2B/π——△M作用的有效半徑，單位為毫米(mm);B螺栓分布圓半徑，單位為毫米(mm)。GB/T39545.4—2023每組緊固件組件均應(yīng)計算一次。9.2.7總潛在不平衡量(U)將9.2.2～9.2.6中計算出的所有潛在不平衡量子項的平方和取平方根，即為用于確定聯(lián)軸器平衡分類的半聯(lián)軸器平衡面的總潛在不平衡量，見式(1)。9.3零部件已做過平衡的聯(lián)軸器9.3.1零部件已做過平衡的聯(lián)軸器潛在不平衡量的確定零部件做平衡后，變該零部件原有的固有不平衡量為剩余不平衡量(含安裝夾具影響的不平衡量),不影響裝配基準面的偏心量和間隙。給出零部件已做過平衡的聯(lián)軸器所有影響因素子項的潛在不平衡量的估算公式，9.3.7給出總潛在不平衡量的求法。示例見附錄C和附錄G。9.3.2最大允許剩余不平衡量(Uper)最大允許剩余不平衡量由聯(lián)軸器供應(yīng)商決定。如果Up明確是以g·mm為單位，數(shù)值可在不平衡計算中直接使用。如果U指定用質(zhì)心位移(eper)表示，則Ur應(yīng)按式(16)計算：式中：Uper——最大允許剩余不平衡量，單位為克毫米(g·mm);M?——每個平衡面的分攤質(zhì)量(分攤到該平衡面的聯(lián)軸器零部件質(zhì)量),單位為千克(kg);eper——以質(zhì)心位移表示的最大允許剩余不平衡量，單位為微米(μm),其值可根據(jù)平衡品質(zhì)級別(G)按式(17)求得。式中：G——GB/T9239.1—2006平衡品質(zhì)級別，單位為毫米每秒(mm/s);n——轉(zhuǎn)速，單位為轉(zhuǎn)每分(r/min)。9.3.3平衡機最小可達剩余不平衡量(Umr)該值為已知值，若平衡機的讀數(shù)是以g·mm為單位，則數(shù)值可在計算中直接使用。若平衡機的讀數(shù)是質(zhì)心位移(emar),則Umar應(yīng)按式(18)計算：式中：Umar——平衡機最小可達剩余不平衡量，單位為克毫米(g·mm);emr——以質(zhì)心位移表示的平衡機最小可達剩余不平衡量，單位為微米(μm)。9.3.4安裝夾具引起的不平衡量9.3.4.1安裝夾具的剩余不平衡量(Um)應(yīng)考量每個安裝夾具組件引起的不平衡量的影響。GB/T39545.4—2023安裝夾具的剩余不平衡通常小于零部件最大允許剩余不平衡量(Upr)的10%,按式(19)計算： (19)式中：Un——安裝夾具的剩余不平衡量，單位為克毫米(g·mm);Mr——每個平衡面分攤的安裝夾具質(zhì)量，單位為千克(kg);eri——平衡夾具質(zhì)心軸線位移，單位為毫米(mm)。9.3.4.2安裝夾具偏心量引起的不平衡量(Ur?)安裝夾具偏心引起的不平衡量按式(20)計算： (20)Ur?——安裝夾具偏心量引起的不平衡量，單位為克毫米(g·mm);erz——安裝夾具的偏心量(TIR/2),單位為毫米(mm);TIR——總測量值，即跳動或同軸度的檢測值，單位為毫米(mm)。注：當使用多個夾具組件時，計算采用組件的組合偏心量。9.3.4.3安裝夾具間隙引起的不平衡量(Urg)心軸和襯套之間需留有間隙，某些情況下襯套和輪轂孔間也需要留有間隙，以便裝配和拆卸心軸。由于安裝夾具間隙而導(dǎo)致的不平衡按式(21)計算：Urs——安裝夾具間隙引起的不平衡量，單位為克毫米(g·mm)era——安裝夾具之間的徑向間隙，單位為毫米(mm)。注：當使用多個夾具組件時，計算采用組件的組合間隙。9.3.5聯(lián)軸器裝配基準面引起的不平衡量9.3.5.1聯(lián)軸器裝配基準面偏心量引起的不平衡量(Up)零部件裝配基準面相對于旋轉(zhuǎn)軸線x-x的偏心量引起的潛在不平衡量按式(22)計算(見圖9): Um——裝配基準面(相對于旋轉(zhuǎn)軸線x-x的)偏心量引起的潛在不平衡量，單位為克毫米聯(lián)軸器的每個零部件均應(yīng)重復(fù)Up計算。9.3.5.2聯(lián)軸器裝配基準面間隙引起的不平衡量(Up?)零部件裝配基準面相對于旋轉(zhuǎn)軸x-x間隙引起的潛在不平衡量，按式(23)計算(見圖9): Up——裝配基準面的間隙(導(dǎo)致相對于旋轉(zhuǎn)軸線的位移)引起的潛在不平衡量，單位為克毫米epz——裝配基準面相對于旋轉(zhuǎn)軸線的最大累積半徑間隙，單位為毫米(mm)聯(lián)軸器每個存在間隙的零部件均應(yīng)重復(fù)Up?計算。9.3.6附件影響引起的不平衡量9.3.6.1附件位移引起的不平衡量(Um)附件位移引起的潛在不平衡量(Um),按式(14)計算(見圖10)。9.3.6.2附件質(zhì)量差異引起的不平衡量(Up)附件質(zhì)量差異引起的不平衡量(Ung)按式(15)估算。9.3.7總潛在不平衡量把9.3.2～9.3.6中計算出的所有可用的不平衡影響子項的平方和取平方根，即為用于確定聯(lián)軸器平衡分類的半聯(lián)軸器平衡面的總潛在不平衡量，見式(1)。9.4裝配后平衡過的聯(lián)軸器裝配后做平衡的聯(lián)軸器，零件可以為已平衡過的或未平衡過的，已不需考慮其內(nèi)部零件間偏差的影響，平衡后聯(lián)軸器的剩余不平衡量取決于平衡品質(zhì)級別和平衡機的靈敏度。裝配后做平衡的聯(lián)軸器，平衡時不改變初始裝配時的裝配基準面及附件的偏心量和間隙，變聯(lián)軸器原有的固有不平衡量為剩余不平衡量(含安裝夾具影響的不平衡量)。但做過平衡的聯(lián)軸器解體重裝時，若隨機裝配，會改變初始裝配時的裝配基準面及附件的偏心量和間隙；若按匹配標識裝配，可不改變裝配基準面的偏心量，但仍會改變裝配基準面及附件的間隙(見圖6)。聯(lián)軸器是可維修部件，裝配后做過平衡的聯(lián)軸器解體重裝后的平衡精度會產(chǎn)生變化。從保守角度考慮，聯(lián)軸器的制造商應(yīng)向用戶提供平衡后重拆裝后的平衡精度值。裝配后聯(lián)軸器的平衡有使用心軸和不使用心軸2種不同安裝夾具方式，不平衡影響量的計算有所有影響因素不平衡量子項在9.4.2～9.4.7中給出估算公式。使用心軸平衡的示例見附錄D,不使用心軸平衡的示例見附錄E和附錄H。9.4.2最大允許剩余不平衡量(Upe)Up按式(16)計算，epe值可根據(jù)平衡品質(zhì)級別(G)按式(17)求得。計算所用的M-為分攤到該平衡面的聯(lián)軸器所有零部件(包括附件和夾具)的質(zhì)量。該值為已知值，需要時Uma和emar應(yīng)按式(18)換算。9.4.4使用心軸時安裝夾具引起的不平衡量9.4.4.1安裝夾具的剩余不平衡量(Um)聯(lián)軸器平衡時安裝有襯套的心軸，安裝夾具的不平衡量即為夾具每個平面的剩余不平衡量。此剩余不平衡量(Ur)通常小于最大允許剩余不平衡量(U)的10%,Ur按式(19)計算。9.4.4.2安裝夾具偏心量引起的不平衡量(U,?)Ur?按式(20)計算。GB/T39545.4—20239.4.4.3安裝夾具間隙引起的不平衡量(Ur?)Ur?按式(21)計算。9.4.5不使用心軸時安裝引起的不平衡量9.4.5.1安裝表面偏心量引起的不平衡量(Ur?)運行表面(通常為半聯(lián)軸器輪轂筒直徑)應(yīng)與無心軸的軸孔保持同心，以保證平衡準確，存在偏心量此時半聯(lián)軸器輪轂成為平衡夾具。9.4.5.2對準誤差引起的不平衡量(Urg)聯(lián)軸器無心軸平衡最常用于干式(無潤滑)撓性聯(lián)軸器的平衡。通常，這類聯(lián)軸器的撓性元件處于自由或松弛狀態(tài)時，撓性元件中存在部分隨機的殘留不對準傾斜角。可使用千分表和平衡附件將殘留角調(diào)整至最小(不同的聯(lián)軸器配置可能需要規(guī)定不同的調(diào)整程序),以盡可能減小殘留角對平衡品質(zhì)的影響。見圖E.1和圖H.1。該過程完成后，剩余對準角引起的聯(lián)軸器的潛在不平衡量(Urs)應(yīng)按式(24)確定： (24)L?——檢測指示面到平衡機滾子中心線的長度，單位為毫米(mm);L?—-平衡機滾子中心線到半聯(lián)軸器質(zhì)心的長度，單位為毫米(mm);e?——平衡機滾子中心面與檢測指示面不為同一平面時殘留角的撓度差，為同一平面時為零，單位為毫米(mm)。注：式(24)中的徑向間隙e?表示撓性元件的殘留不對準傾斜角(TIR/2)引起的檢測指示面相對于運行面的最大允許偏心量，單位為毫米(mm)。9.4.6聯(lián)軸器裝配基準面引起的不平衡量9.4.6.1聯(lián)軸器裝配基準面偏心引起的不平衡量(U)聯(lián)軸器平衡后若解體重裝時完全按匹配標記裝配，裝配基準面的偏心量可和平衡前保持一樣，平衡9.4.6.2聯(lián)軸器裝配基準面間隙引起的不平衡量(Up?)聯(lián)軸器平衡時裝配基準面存在間隙的聯(lián)軸器平衡時會顯著增加潛在不平衡量。質(zhì)心位移可能發(fā)生兩次：一次發(fā)生在聯(lián)軸器原始裝配時，一次發(fā)生在平衡后解體再次裝配時。因此，計算中使用全部直徑間隙值(兩次半徑間隙)。Up?按式(25)計算：U=2×1000Mrep………(25)半聯(lián)軸器中的每個零件都需重復(fù)Up?計算。9.4.7附件影響引起的不平衡量9.4.7.1附件位移引起的不平衡量(Um)附件間隙導(dǎo)致位移引起的潛在不平衡量Um,使用了9.4.6中表述的全部徑向間隙，但不包含螺栓GB/T39545.4—2023分布圓偏心量在內(nèi)，因為裝配基準面按標記重裝后不改變平衡時的螺栓分布圓偏心量，平衡時已消除此項影響。Um按式(26)計算。半聯(lián)軸器中的每組附件都需重復(fù)Um計算。9.4.7.2附件質(zhì)量差異引起的不平衡量(Um)若隨機安裝螺栓和螺母，則存在附件質(zhì)量差異(Ug)引起的不平衡量。該類質(zhì)心位移可能發(fā)生兩次：一次發(fā)生聯(lián)軸器原始裝配時上，一次發(fā)生在平衡后解體再次裝配時。Un按式(27)計算。若做好標記，重裝時的螺栓、螺母和螺栓孔全按平衡時相同位置復(fù)裝，則UH?=0。對半聯(lián)軸器中的每組緊固件重復(fù)U計算。9.2.6中的注適用于本條。9.4.8每個平衡面的總潛在不平衡量將9.4.2～9.4.7中計算出的所有不平衡量影響子項的平方和取平方根。其值即為用于確定聯(lián)軸器平衡分類的半聯(lián)軸器平衡面的總潛在不平衡量，見式(1)。確定聯(lián)軸器的不平衡量限值和選擇合適的平衡精度等級是聯(lián)軸器需方的責(zé)任。提供的聯(lián)軸器符合需方指定平衡精度等級的是聯(lián)軸器制造方的責(zé)任。(資料性)不平衡計算常用計算公式A.1兩不同軸圓柱體相對于第三軸的質(zhì)心位置組件截面的質(zhì)心(y;)為各組成部分質(zhì)心與其面積的乘積總和除以各組成部分截面面積總和，見式中：y;——i截面相對于x-xA;——i截面的面積；n——截面?zhèn)€數(shù)，軸線的質(zhì)心位置；若質(zhì)量均勻，截面質(zhì)心與體積質(zhì)心一致，則可將式(A.1)中面積替換為質(zhì)量。如圖A.1所示，兩不同軸大、小圓柱體(小圓柱體為挖空部分)相對于第三軸x-x的質(zhì)心位置y見式中：As、Ag——兩個非同心大、小圓的面積；es、eg——兩個非同心大、小圓相對于x-x軸線的質(zhì)心位置；Ms、Mg——兩個非同軸大、小圓柱體的質(zhì)量。.X.X圖A.1兩不同軸圓柱體相對于第三軸的質(zhì)心位置A.2e和U及GB/T9239.1平衡品質(zhì)級別G之間的換算改寫3.9不平衡量定義可得式(A.3):式中：GB/T39545.4—2023U——總潛在不平衡量，單位為克毫米(g·mm)。erss與GB/T9239.1的平衡品質(zhì)級別(G)之間可按式(A.4)換算：…………(A.4)G——GB/T9239.1的平衡品質(zhì)級別或以毫米每秒(mm/s)為單位表示的潛在不平衡量；w——角速度，單位為弧度每秒(rad/s);n——轉(zhuǎn)速，單位為轉(zhuǎn)每分(r/min)。A.3不平衡力計算…………(A.5F——不平衡力，單位為牛(N),不平衡力考慮了9.81m/s2的重力加速度。(資料性)零部件未做過平衡的聯(lián)軸器的潛在不平衡量計算B.1半聯(lián)軸器示例如圖B.1所示，半聯(lián)軸器組件用于說明零部件未做過平衡的聯(lián)軸器的潛在不平衡量計算，該算例的參數(shù)同樣應(yīng)用于附錄C、附錄D及附錄E。半聯(lián)軸器的截面組成如圖B.2所示；隔套的截面組成如圖B.3所示。已知參數(shù)如下。a)零部件質(zhì)量半聯(lián)軸器(M?)20kg附件(Mp)每端2kgb)裝配基準面偏心量如圖B.2所示，半聯(lián)軸器裝配基準面A相對于安裝基準面B的偏心量e?=0.04mmTIR。c)裝配基準面間隙半聯(lián)軸器裝配基準面A和隔套基準面D配合的徑向間隙e?=0.03mm。d)附件質(zhì)量差異螺栓質(zhì)量最大差異△M?=0.5g。螺母質(zhì)量最大差異△M?=0.3g。e)附件位移每端布置6個螺栓，螺栓分布圓直徑d=180mm。附件半徑間隙(最大)δ=0.13mm。螺栓孔位置度(直徑)l=0.10mm。標引序號說明：1——隔套；2——附件；3——半聯(lián)軸器。圖B.1半聯(lián)軸器組件圖B.2半聯(lián)軸器的截面組成及相關(guān)公差圖B.3隔套的截面組成及相關(guān)公差B.2解題分析本示例不平衡量的組成及解題要領(lǐng)。a)半聯(lián)軸器的內(nèi)孔(基準B)裝在被連接件軸伸上，內(nèi)孔的軸線即旋轉(zhuǎn)軸線?？汕蟪霭肼?lián)軸器相對于內(nèi)孔(基準B)的固有不平衡量。b)軸套和半聯(lián)軸器通過止口圓柱面配合定位連接，此處產(chǎn)生2項偏差，一是半聯(lián)軸器裝配基準面A相對于安裝基準面B的偏心量，二是半聯(lián)軸器裝配基準面A和隔套裝配基準面D配合的徑向間隙。因此，除可求出隔套相對于基準面D的固有不平衡量外，還要計算此2項偏差造成的不平衡量，才能把隔套的不平衡量折算成相對于旋轉(zhuǎn)軸線的不平衡量。c)附件質(zhì)量差異和附件位移的不平衡量。按式(1),對以上不平衡量子項的平方和取平方根，即得半聯(lián)軸器組件的潛在不平衡量。B.3半聯(lián)軸器組件的固有不平衡量計算通過確定半聯(lián)軸器、隔套的不同截面相對于安裝基準面的位置，計算半聯(lián)軸器組件的固有不平衡量，見9.2節(jié)和附錄A。圖B.4列出了隔套的截面2、截面3由基準面C轉(zhuǎn)換為基準面D時，按不同的偏心方案根據(jù)式(A.2)計算出的質(zhì)心位置。單位為毫米相對于基準面C轉(zhuǎn)換為基準面D標引序號說明：1——基準表面φ;2——外徑；3——截面2的內(nèi)徑。es=-0.02,eg=-0.07相對于基準面C方案2轉(zhuǎn)換為基準面D標引序號說明：1——外徑；2——基準表面φ;3——截面2的內(nèi)徑。es=0.02,en=-0.03y=0.0294(最不利情況下)a)截面2質(zhì)心分析相對于基準hiC方案1轉(zhuǎn)換為基準面)標引序號說明：1——基準表面φ;2——外徑；3——截面3的外徑；4——截面3的內(nèi)徑。es=-0.05,eg=-0.07相對于基準面C方案2轉(zhuǎn)換為基準面D標引序號說明：1——截面3的外徑；2——外徑；3——基準表面φ;4——截面3的內(nèi)徑。es=0.04,en=-0.03y=0.113(最不利情況下)b)截面3質(zhì)心分析圖B.4隔套的截面質(zhì)心分析表B.1和表B.2計算了半聯(lián)軸器、隔套兩個零件的固有不平衡量。表B.1半聯(lián)軸器相對于基準面B的固有不平衡量計算不同截面對應(yīng)的圓柱體質(zhì)量相對于基準面B的偏心量最大固有不平衡量截面編號MsMgy(式A.1)U?(式2)g·mmU'10.2890.02000.025522.1090.06000.068236.4902.9143.5760.06000.1090合計———20.000 —半聯(lián)軸器的固有不平衡量，按式(1)計算注：計算用原始參數(shù)見圖B.2。GB/T39545.4—2023表B.2隔套相對于基準面D的固有不平衡量計算不同截面對應(yīng)的圓柱體質(zhì)量相對于基準面D的偏心量mm最大固有不平衡量截面編號MsMgyy(式A.1)102—0.0303—0.030488601合計—————隔套的固有不平衡量，按式(1)計算注：計算用原始數(shù)見圖B.3。B.4零部件未做校正的聯(lián)軸器潛在不平衡量的計算零部件未做過平衡的聯(lián)軸器組件的潛在不平衡量計算見表B.3。表B.3零件未做過平衡的半聯(lián)軸器組件的潛在不平衡量計算不平衡量子項半聯(lián)軸器組件的不平衡量g·mm半聯(lián)軸器固有不平衡量(見表B.1)隔套固有不平衡量(見表B.2)隔套裝配基準面偏心量引起的潛在不平衡量(Up),按式(3)計算：(15)×隔套裝配基準面配合間隙引起的潛在不平衡量(Up2),按式(9)計算：(15)×附件位移引起的潛在不平衡量(Um),按式(14)計算：式中：0.13——螺栓到螺栓孔的最大半徑間隙；—螺栓孔分布圓對基準B的偏心量。其中，0.10為螺栓孔位置度，0.04為裝配基準面A相對于軸孔B的同軸度。附件質(zhì)量差異引起的潛在不平衡量(UH),按式(15)計算：螺栓：△M?=0.5g螺母：△M?=0.3g合計—GB/T39545.4—2023按式(1),半聯(lián)軸器組件總潛在不平衡量為：U=√ZU=√2105952=1451(g·mm按式(A.3),主慣性軸位移(e)為：查表2,該聯(lián)軸器平衡精度等級為6級(e最大50μm)按式(A.4),n=1500r/min時：為了改善聯(lián)軸器的平衡，需查看不平衡的主要促因(表B.3)。該示例中，固有不平衡的主要促因是半聯(lián)軸器，特別是表B.1所示的截面2。截面2的不平衡與半聯(lián)軸器質(zhì)量和該截面質(zhì)心相對于半聯(lián)軸器安裝基準面B的偏心量相關(guān)(見圖B.2)。第二位的促因是隔套，特別是表B.2所示的截面3。截面3的不平衡與隔套質(zhì)量和該截面質(zhì)心相對于隔套基準面D的偏心量相關(guān)(見圖B.3)。為了改善半聯(lián)軸器的不平衡，可通過減小偏心量來重新設(shè)計半聯(lián)軸器。例如，將半聯(lián)軸器外徑基準面A的同軸度標注改為半聯(lián)軸器安裝基準面B的同軸度，以消除基準面轉(zhuǎn)換所導(dǎo)致的額外偏差。不僅截面2的偏心量從0.0682mm降至0.0482mm,且半聯(lián)軸器截面3的偏心量從0.109mm減少至0.089mm?？墒拱肼?lián)軸器固有不平衡量從1119gmm降至807gmm、每個半聯(lián)軸器的總潛在不平衡足以改變本示例的平衡精度等級。還可繼續(xù)采取再把隔套外徑和基準面C的同軸度標注改為隔套安裝基準面D的同軸度，消除基準面轉(zhuǎn)換所導(dǎo)致的額外偏差的辦法進一步降低不平衡量。但仍不足以改變本示例的平衡精度等級，若需把平衡等級從6級提高到5級，則需要進一步降低徑向基準間隙或做平衡。(資料性)零部件已做過平衡的聯(lián)軸器的潛在不平衡量計算C.1聯(lián)軸器示例參數(shù)本示例的半聯(lián)軸器組件的基本參數(shù)與附錄B相同(見圖B.1、圖B.2和圖B.3),用以說明2個零件已單獨做過平衡的情況。其中半聯(lián)軸器采用夾具在單個平面中做平衡，隔套不采用夾具在兩個平面中做平衡，計算1500r/min和3000r/min兩種情況下的零部件已做過平衡的聯(lián)軸器的潛在不平衡量。已知參數(shù)(a)～e)參數(shù)同附錄B,序號f]～j)為新增參數(shù)]如下。a)零部件質(zhì)量半聯(lián)軸器組件質(zhì)量為聯(lián)軸器的一半，包括：半聯(lián)軸器(M?)20kg半個隔套(Mg)15kg(隔套30kg)附件(Mp)每端2kg平衡夾具(Mp)4kgb)裝配基準面偏心量c)裝配基準面間隙半聯(lián)軸器裝配基準面A和隔套裝配基準面D配合的徑向間隙epz=0.03mm。d)附件質(zhì)量差異螺栓質(zhì)量最大差異△M?=0.5g。螺母質(zhì)量最大差異△M?=0.3g。e)附件位移每端布置6個螺栓，螺栓分布圓直徑d=180mm。附件半徑間隙(最大)δ=0.13mm。螺栓孔位置度(直徑)l=0.10mm。f)半聯(lián)軸器和隔套2個零件都已按GB/T9239.1—2006平衡品質(zhì)級別G6.3單獨做過平衡。g)平衡機最小可達剩余不平衡量em=0.25μm。h)半聯(lián)軸器軸孔和夾具的偏心量erz=0.013/2mm。i)平衡夾具徑向間隙era=0.013mm。j)隔套安裝基準面相對于運行表面的偏心量erz=0.08/2mm。mm。注：隔套是通過隔套的套管外徑面的運行做平衡的，該外徑面對隔套安裝基準面的偏心量mm。C.2解題分析本示例不平衡量的組成及解題要領(lǐng)：a)本示例和附錄B的主要區(qū)別在于零件(半聯(lián)軸器和隔套)已單獨做過平衡，不需要再計算其固有不平衡量，代之以零件的剩余不平衡量，其值可根據(jù)平衡品質(zhì)級別G求得。同理，夾具自身也有剩余不平衡量。b)平衡多出一項平衡機靈敏度引起的不平衡量(最小可達剩余不平衡量)。c)采用夾具時，半聯(lián)軸器軸孔和夾具之間有偏心量及徑向間隙2種因素引起的不平衡量。d)隔套裝配基準面偏心引起的潛在不平衡量(Um),隔套裝配基準面配合間隙引起的潛在不平衡量(Up)同附錄B。和附錄B相比，增加了一個隔套安裝基準面相對于運行表面的偏心量的e)附件質(zhì)量差異和附件位移的不平衡量同附錄B。按式(1),對以上不平衡量子項的平方和取平方根，即得半聯(lián)軸器組件的潛在不平衡量。C.3.1零部件最大允許剩余不平衡量對于G6.3,按式(17),1500r/mC.3.2平衡機最小可達剩余不平衡量emar=0.25μm。C.3.3平衡夾具最大允許剩余不平衡量平衡夾具最大允許剩余不平衡量按零部件最大允許質(zhì)心位移的1/2計算。C.3.4零部件已做過平衡的聯(lián)軸器的潛在不平衡量計算C.4匯總與討論表C.1零部件平衡品質(zhì)級別G6.3的聯(lián)軸器潛在不平衡量的計算不平衡量的子項半聯(lián)軸器組件的不平衡量g·mmg·mm半聯(lián)軸器剩余不平衡量(Uper)———————平衡機最小可達剩余不平衡量(Umar)平衡夾具剩余不平————————半聯(lián)軸器夾具偏心量(Up?)半聯(lián)軸器夾具間隙由式(21),(1000)×(20+4)×(0.013)GB/T39545.4—2023表C.1零部件平衡品質(zhì)級別G6.3的聯(lián)軸器潛在不平衡量的計算(續(xù))不平衡量的子項半聯(lián)軸器組件的不平衡量g·mmg·mm隔套剩余不平衡量———隔套安裝偏心量半聯(lián)軸器孔對裝配基準面偏心量(Up)裝配基準面配合間隙(Up?)由式(23),(1000)×(15)×(0.03)螺栓質(zhì)量差異(UHz)螺母質(zhì)量差異(Un?)合計————半聯(lián)軸器組件總潛在不平衡量，由式(1)計算主慣性軸，位移(ers),由式(A.3)計算本文件平衡精度等級6(最大50μm)表C.2不平衡計算匯總G6.3零部件平衡品質(zhì)級別G2.5零部件平衡品質(zhì)級別3000r/min3000r/min半聯(lián)軸器組件總潛在不平衡量(U,)/半聯(lián)軸器組件潛在的不平衡量(G)/(mm/s),由式(A.4)計算4.2G6.3零部件平衡品質(zhì)級別G2.5零部件平衡品質(zhì)級別3000r/min3000r/min主慣性軸位移(ers)/(μm)本文件平衡精度等級6665不平衡量的最重要因素(由表C.1)半聯(lián)軸器剩余不平衡量隔套安裝偏心量隔套安裝偏心量隔套安裝偏心量半聯(lián)軸器組件質(zhì)量/(kg)不平衡力(F)/N,由式(A.5)計算24.290.7從表C.1的計算可以看出，隔套安裝偏心量為聯(lián)軸器潛在不平衡的最重要影響因素，可通過減小隔套安裝基準面相對于運行表面的偏心量來改善該聯(lián)軸器的不平衡。因此，可把工作表面由隔套的套管外徑面改為隔套法蘭外徑面，安裝偏心量可由0.08mm減小成0.04mm。由于該變化，3000r/min時G6.3零部件平衡品質(zhì)級別的不平衡量將從1029g·mm變?yōu)?87g·mm,主慣性軸位移(erss)將從28μm降低至24μm;3000r/min時G2.5零部件平衡品質(zhì)級別的不平衡量將從919g·mm降低至758g·mm,主慣性軸位移將從25μm降低至20μm。由表C.3可見，零部件按G6.3平衡過的聯(lián)軸器在3000r/min平衡精度等級仍為6級，但零部件按G2.5平衡過的聯(lián)軸器在3000r/min的平衡精度等級可提高至5級。C.4.3零部件平衡品質(zhì)級別值的計算由圖5,37kg的半聯(lián)軸器在1500r/min運行時選擇A選擇段。查表3,根據(jù)系統(tǒng)不同的的靈敏度要求，本文件推薦選擇8級、9級或10級的平衡精度等級。從圖C.1可見，零部件按G6.3平衡后，聯(lián)軸器平衡精度等級為6級，但零部件未做過平衡時聯(lián)軸器平衡精度等級也已達6級(見附錄B),已經(jīng)好于推薦值。因此，零部件平衡未能提高該聯(lián)軸器不平衡等級。由圖5,以3000r/min運行的37kg半聯(lián)軸器選擇B選擇段。查表3,對不同的靈敏度，本文件推薦選擇7級、8級或9級的平衡精度等級。如圖C.2所示，零部件按G6.3平衡后，聯(lián)軸器平衡精度等級為6級，但零部件未做過平衡時聯(lián)軸器平衡精度等級也已達6級(見附錄B),也已符合系統(tǒng)靈敏度的要求。因此，零部件平衡也未能提高該聯(lián)軸器不平衡等級。若要求平衡精度等級為5級，可按平衡品質(zhì)級別G2.5為零部件做平衡來實現(xiàn)。從圖C.2可以看出，再提高的平衡品質(zhì)級別，已幾乎不起多大作用了。875LL零部件平衡采用的品質(zhì)級別(G)初始設(shè)計(粗實線),改進后的設(shè)計(虛線)(改進后的設(shè)計：隔套安裝偏心量從0.08mm減小至0.04mm)。L4～L8表示4～8級平衡精度等級的線段。圖C.11500r/min時零部件已平衡聯(lián)軸器的平衡品質(zhì)級別零部件平衡采用的品質(zhì)級別(G)初始設(shè)計(粗實線),改進后的設(shè)計(虛線)(改進后的設(shè)計：隔套安裝偏心量從0.08mm減小至0.04mm)。L4～L8表示4～8級平衡精度等級的線段。圖C.23000r/min時零部件已平衡聯(lián)軸器的平衡品質(zhì)級別(資料性)裝配后平衡的聯(lián)軸器(使用心軸)的潛在不平衡量計算D.1聯(lián)軸器數(shù)據(jù)圖D.1中所示的使用心軸做平衡的聯(lián)軸器是一個通用示例，沒有給定任何偏差。用于做平衡的聯(lián)軸器的剛度(包括帶有彈性元件的聯(lián)軸器)要滿足做平衡時彈性元件中的殘余撓曲角降至最小的需求。通常當平衡時聯(lián)軸器的運行表面與內(nèi)孔基準面的同心度不夠時采用心軸做平衡。該平衡方式常用于市售的通用型聯(lián)軸器。標引序號說明：2——隔套；3——半聯(lián)軸器；4——襯套；5—-平衡滾子。圖D.1聯(lián)軸器使用心軸做平衡已知參數(shù)如下。a)零部件質(zhì)量半聯(lián)軸器組件質(zhì)量為聯(lián)軸器的一半，包括：半聯(lián)軸器(M?)20kg半個隔套(Mg)15kg(隔套30kg)附件(M)每端2kg襯套(Mc)每端1.5kg心軸(Mx)9kgb)零部件最大允許剩余不平衡量對于GB/T9239.1—2006平衡品質(zhì)級別G6.3,按式(17),1500r/min時，er=40.1μm;c)平衡夾具最大允許剩余不平衡量平衡夾具最大允許剩余不平衡量按零部件最大允許質(zhì)心位移的1/2計算。對于GB/T9239.1—d)平衡機最小可達剩余不平衡量em=0.25μm。e)零部件和夾具偏心量心軸與襯套的偏心量為e?=0.008mmTIR;襯套孔與襯套外徑的偏心量為e?=0.013mmTIR。f)安裝基準面配合間隙心軸與襯套間的間隙δ?=0.009mm;襯套與半聯(lián)軸器軸孔的間隙δ2=0(錐度配合)。半聯(lián)軸器裝配基準面與隔套裝配基準面間配合的徑向間隙δ?=0.03mm。g)附件螺栓質(zhì)量最大差異△M?=0.5g。螺母質(zhì)量最大差異△M?=0.3g。螺栓圓分布圓的直徑d=180mm。螺栓孔徑向間隙δ=0.13mm。螺栓分布圓偏心量e.=0(平衡時已消除了此項的影響)。每個法蘭上6個螺栓。本示例不平衡量的組成及解題要領(lǐng)。a)本示例和附錄C的主要區(qū)別在于不是零部件做平衡，而是對裝配后的聯(lián)軸器整體做平衡。已不需考慮其內(nèi)部零件間偏差的影響，平衡后聯(lián)軸器的剩余不平衡量取決于平衡品質(zhì)級別和平衡機的靈敏度。b)采用心軸與襯套作為夾具，會帶來2種偏心量和2種間隙：即心軸與襯套的偏心量、襯套孔與襯套外徑的偏心量；心軸與襯套間的間隙、襯套與半聯(lián)軸器軸孔的間隙。c)對裝配后做平衡的聯(lián)軸器，往往還可能遇到再次拆裝，再次做平衡的問題。為減小此過程中增加潛在不平衡的因素，就要按匹配標記裝配和安裝，主要幾個因素分析如下：1)半聯(lián)軸器和隔套如做匹配標記，半聯(lián)軸器偏心量可被消除，不影響平衡量。2)半聯(lián)軸器與隔套基準面配合的徑向間隙，因質(zhì)心在聯(lián)軸器裝配和平衡時可能變動2次，而按直徑間隙計算。3)附件位移同樣按直徑間隙計算不平衡量。4)附件質(zhì)量差異也同樣按在平衡和重裝緊固件時變動2次計算。若做好標記，重裝時的螺栓、螺母和螺栓孔全按平衡時相同位置復(fù)裝，則此項無影響。按式(1),對以上不平衡量子項的平方和取平方根，即得半聯(lián)軸器組件的潛在不平衡量。D.3裝配后平衡的聯(lián)軸器(使用心軸)的潛在不平衡的計算見表D.1。D.4匯總與討論D.4.1平衡品質(zhì)級別G6.3和G2.5的計算匯總見表D.2。D.4.2討論由圖5,37kg的半聯(lián)軸器在1500r/min運行時選擇A選擇段。查表3,根據(jù)系統(tǒng)的不同靈敏度，推薦選擇本文件8級、9級或10級的平衡精度等級。由圖D.2可見，聯(lián)軸器按G6.3平衡后，平衡精GB/T39545.4—2023度等級為6級，但聯(lián)軸器裝配好后不做平衡時精度等級就已達6級(見附錄B)。故裝配后平衡對提高聯(lián)軸器不平衡等級沒起到作用。由圖5,37kg的半聯(lián)軸器在3000r/min運行時選擇B選擇段。查表3,根據(jù)系統(tǒng)的不同靈敏度，推薦選擇本文件7級、8級或9級的平衡精度等級。由圖D.3可見，聯(lián)軸器按G6.3平衡后，平衡精度等級為6級，但聯(lián)軸器裝配好后不做平衡時精度等級就已達6級(見附錄B)。故裝配后平衡對提高聯(lián)軸器不平衡等級沒起到作用。故該聯(lián)軸器在轉(zhuǎn)速為1500r/min或3000r/min時一般不需要通過裝配后平衡來改善平衡品質(zhì)。若將該示例聯(lián)軸器平衡精度等級定為5級，可通過降低徑向基準間隙，并按G2.5平衡來實現(xiàn)(會導(dǎo)致聯(lián)軸器增加成本)。表D.1平衡品質(zhì)級別G6.3的半聯(lián)軸器組件的潛在不平衡量計算半聯(lián)軸器組件的不平衡量3000r/min半聯(lián)軸器組件剩余不平衡量(Uper)由式(16),2202256——由式(16),—553536平衡機最小可達剩余不平衡量(Umar)由式(18),平衡夾具剩余不平衡量(Ur)由式(19),——由式(19),——平衡夾具偏心量(Ur?)由式(20),404404平衡夾具間隙(Ura)由式(21),(1000)×(20+15+2+1.5)×(0.009)裝配基準面間隙(Upz)由式(25),(2)×(1000)×(15)×(0.03)810000810000附件位移(Um)4494444944螺栓質(zhì)量差異(Un?)98019801螺母質(zhì)量差異(UH?)合計—3368747表D.1平衡品質(zhì)級別G6.3的半聯(lián)軸器組件的潛在不平衡量計算(續(xù))半聯(lián)軸器組件的不平衡量半聯(lián)軸器總潛在不平衡量(U,),由式(1)計算主慣性軸位移(e),由式(A.3)計算本文件平衡精度等級6(最大50μm)6(最大50μm)表D.2不平衡計算匯總G6.3聯(lián)軸器平衡品質(zhì)級別G2.5聯(lián)軸器平衡品質(zhì)級別3000r/min3000r/min半聯(lián)軸器組件總潛在不平衡量(Ur)(g·mm)半聯(lián)軸器潛組件在不平衡量(G)/(mm/s),由式(A.4)計算主慣性軸的位移(e)/μm平衡精度等級6666最重要的因素聯(lián)軸器剩余不平衡量裝配基準面徑向間隙裝配基準面徑向間隙裝配基準面徑向間隙半聯(lián)軸器質(zhì)量/kg不平衡力(F)/N,由式(A.5)計算45.38 L.61500πpmrpm4聯(lián)軸器平衡采用的品質(zhì)級別(C)初始設(shè)計(粗實線),改進后的設(shè)計(虛線)(改進后的設(shè)計：徑向基準間隙從0.03mm減小至0.02mm)L4～L8表示4～8級平衡精度等級的線段。圖D.21500r/min時裝配后平衡的聯(lián)軸器(使用心軸)的平衡品質(zhì)級別3.0003.000rpm3000rpm3000rpm43.00(rpm聯(lián)軸器平衡采用的品質(zhì)級別(G)初始設(shè)計(粗實線),改進后的設(shè)計(虛線)L4～L8表示4～8級平衡精度等級的線段。時裝配后平衡的聯(lián)軸器(使用心軸)的平衡品質(zhì)級別(資料性)裝配后平衡的聯(lián)軸器(不使用心軸)的潛在不平衡量計算E.1半聯(lián)軸器示例圖E.1中所示的聯(lián)軸器是一個通用示例，沒有給定任何偏差。用于做平衡的聯(lián)軸器的剛度(包括帶有彈性元件的聯(lián)軸器)要滿足做平衡時彈性元件中的殘余撓曲角降至最小的需求。通常當平衡時聯(lián)軸器的工作表面與內(nèi)孔基準面有足夠的同心度時采用無心軸平衡。在本例中，工作表面與半聯(lián)軸器內(nèi)孔的同軸度縮小到0.013mmTIR。該方式通常適用于高性能專用型聯(lián)軸器。標引序號說明：1——千分表；2——檢測指示面；3——隔套；4——半聯(lián)軸器；5——半聯(lián)軸器組件的質(zhì)心；6——平衡滾子。圖E.1聯(lián)軸器不使用心軸做平衡已知參數(shù)如下。a)零部件質(zhì)量半聯(lián)軸器組件質(zhì)量為聯(lián)軸器的一半，包括：半聯(lián)軸器(ML)20kg半個隔套(M)15kg(隔套30kg)附件(M)每端2kgb)零部件最大允許剩