何建春 劉 洋

川慶鉆探工程公司川西鉆探公司 四川遂寧市

一、引言

YB-900液力變矩器是鉆機動力傳遞的重要元件，變矩器輸入軸與輸入連接盤配合的鍵槽部位曾發(fā)生嚴重滾切失效現(xiàn)象（圖1）。由于損壞嚴重，整個軸面臨報廢。

鍵槽處在輸入軸的端頭，該段軸有 1∶10 的錐度，配合長度110mm，小端直徑108mm，在錐面上開有30mm×104mm的單鍵槽（圖 2）。

二、失效原因分析

（1）強度校核。變矩器輸入額定功率P=708kW，變矩器輸入額定轉(zhuǎn)速v=1200r/min，則扭矩T=9550P/v=5634.5N·m。

應用inventor軟件對該軸取段（圖3）進行建模分析，可知輸入軸及鍵槽滿足實際輸入功率要求。

（2）軸端部內(nèi)外錐面的配合是否緊密和有無間隙，是軸端部上的緊固螺母來實現(xiàn)的（除加工因素外），通常錐面在緊密配合情況下，在動力輸入時，軸和連接盤是不會發(fā)生相對位移的；但是若出現(xiàn)保險鐵皮失效后，定位螺母松動就會在變矩器運轉(zhuǎn)振動的情況下出現(xiàn)松動，從而導致軸與連接盤由靜配合變?yōu)閯优浜?；此外，一般情況下鍵與連接盤的配合都是間隙配合，當軸與連接盤傳遞扭矩時會一個微小的相對角位移α（圖4），在傳遞動力的過程中，鍵就會對鍵槽的一側(cè)進行擠壓、碰撞。

圖1 鍵槽部位滾切失效

圖2 輸入軸端錐面鍵槽

圖3 inventor軟件建模

（3）為分析直觀，將輸入軸工作錐面的中部截面作為參考截面，如圖5。

經(jīng)對實物測繪，圖5中 R為此斷面軸半徑，R=57mm，H為此斷面鍵槽到軸中心距離，H=44mm，b為鍵槽寬度，b=30mm，那么圖5中鍵槽側(cè)面高度S=10.99mm，鍵槽側(cè)面軸部有效實體寬度t=21.24mm，則軸鍵槽能承受的擠壓應力σp可用式（1）計算。

式中 σp——軸鍵槽承受的擠壓應力，MPa

T——傳遞的扭矩，N·mm

圖4 軸與連接盤相對角位移

圖5 輸入軸錐面中部截面

d——中間斷面軸徑，mm

S——鍵槽側(cè)面高度，mm

L——鍵的工作長度，L=89mm

（4）輸入軸與連接盤有相對角位移后，作用在輸入軸鍵槽右側(cè)的應力就會由面接觸變?yōu)樽饔迷阪I槽頂部的線接觸。這時鍵槽的右側(cè)面就形成了一端固定一端受力的簡支梁結(jié)構(gòu)，那么其作用在鍵槽右側(cè)面的應力σ可由式（2）計算。

式中 σ——鍵槽右側(cè)面的應力，MPa

P——徑向作用力，kN。P=T/（d/2）=98.85

w——材料截面模量，mm3，w=St2/6=8.26×10-6

由計算結(jié)果可知σ＞σp，此時的輸入軸鍵槽右側(cè)面將在應力σ的作用下產(chǎn)生一個初變形，當輸入軸工作在變載工況時，鍵與連接盤即會對鍵槽左側(cè)面產(chǎn)生沖擊應力。隨著沖擊次數(shù)的增加，鍵槽右側(cè)面沿水平方向的變形也在增加，最終導致鍵槽單邊嚴重破壞，使軸失去修復價值。

三、結(jié)論

通過以上分析可以看出，為了消除類似錐度配合的鍵槽側(cè)面損壞，必須確保緊固螺母緊固，使錐面配合緊密無間隙，避免鍵與軸及連接盤，由靜配合變?yōu)閯优浜?，從而避免產(chǎn)生沖擊載荷，造成鍵槽損壞。