陳浩宇，李黎，陳金

（中國航發(fā)湖南動力機械研究所，湖南 株洲 412002）

1 概述

某型減速器采用懸臂支撐方式，軸承采用過盈配合安裝、負游隙結(jié)構(gòu)。在以往的臺架試驗后發(fā)現(xiàn)大錐軸承內(nèi)環(huán)與相配合的齒輪軸軸頸標記線錯位，即軸承內(nèi)環(huán)與軸頸出現(xiàn)相對轉(zhuǎn)動；齒輪軸軸頸出現(xiàn)異常微動磨損、軸肩出現(xiàn)掉塊等現(xiàn)象；軸肩貼合區(qū)域細微金屬塊剝落，剝落的金屬塊可能進入潤滑循環(huán)，引起齒輪副在嚙合過程中由于異物造成齒面擦傷等情況。為避免齒輪軸軸頸異常微動磨損，軸肩掉塊的現(xiàn)象，本文研究了軸承克服過盈配合發(fā)生相對轉(zhuǎn)動的機理，并針對該型減速器懸臂支撐、軸承負游隙的結(jié)構(gòu)特點設(shè)計了軸承內(nèi)環(huán)止動結(jié)構(gòu)。

2 相對轉(zhuǎn)動機理分析

大錐軸承與軸采用過盈配合，過盈量為-0.102～-0.076mm。運轉(zhuǎn)過程中，功率及載荷通過軸傳遞，軸承內(nèi)環(huán)與齒輪軸過盈聯(lián)接，軸承滾子對軸承內(nèi)環(huán)產(chǎn)生拖拽力矩，造成內(nèi)環(huán)克服與齒輪軸過盈配合產(chǎn)生的周向靜摩擦力，從而軸承內(nèi)環(huán)與齒輪軸出現(xiàn)相對轉(zhuǎn)動。根據(jù)機械設(shè)計手冊相關(guān)內(nèi)容，過盈聯(lián)接傳遞扭矩過程中，發(fā)生周向滑移視為破壞過盈配合；在不破壞過盈配合情況下，承載的最大扭矩與過盈量成正比，在過盈摩擦系數(shù)0.2條件下，各個過盈量可承載最大扭矩估計值見表1。

表1 各個過盈量可承載最大扭矩估計值

而在實際中，過盈配合的摩擦系數(shù)并不一定為0.2，以下推導過盈摩擦系數(shù)并對表1中數(shù)據(jù)進行修正。

根據(jù)相關(guān)研究，當傳遞扭矩T時，應保證過盈聯(lián)接在此載荷作用下，不產(chǎn)生周向滑移（即相對滑動）。即在外載荷T的作用下，配合面上所能產(chǎn)生的周向最大摩擦力矩M應大于或等于轉(zhuǎn)矩T。

定義過盈配合中：配合面外徑為df，配合面間的摩擦系數(shù)為μt，配合長度為lf，配合面壓強為Pf，配合位置的周長為l，摩擦力為f。則有：

其中：

在配合表面對摩擦力進行積分得：

由式(1)、(2)、(3)，并考慮軸套結(jié)合長度上的過盈量在沿軸向及周向分布是均勻的，得：

即得：

根據(jù)實際情況，按式(4)計算得出，對表1中數(shù)據(jù)進行修正，重新計算表1中過盈配合不產(chǎn)生周向滑移情況下所能承受的最大扭矩。將數(shù)據(jù)代入仿真分析，在過盈量0.09mm情況下，加載扭矩T逐漸增加直至到達過盈聯(lián)接破壞點1380Nm。在過盈聯(lián)接被破壞時，結(jié)合面發(fā)生相對滑動，在經(jīng)歷很短的滑動時間后，試件重新接觸形成靜摩擦（1200Nm），直到下一次滑動的到來。

3 軸承內(nèi)環(huán)止動設(shè)計

為了防止該型減速器軸承內(nèi)環(huán)工作中相對齒輪軸轉(zhuǎn)動，增加軸承內(nèi)環(huán)過盈量方案不適用于該型減速器。因此，采用特制的軸承內(nèi)環(huán)止動結(jié)構(gòu)，依靠增加額外的靜摩擦力矩止動。

3.1 軸承內(nèi)環(huán)止動結(jié)構(gòu)

該型減速器軸承附近空間較為寬裕，因此，在錐滾軸承之間設(shè)計止動間隔套，在大錐軸承內(nèi)環(huán)處配合止動。在大錐軸承內(nèi)環(huán)設(shè)計止動凸臺；輸入止動間隔套設(shè)計有止動槽，裝配時，與大錐軸承內(nèi)環(huán)止動凸臺配合；輸出導油套設(shè)計止動槽，即可承擔導流潤滑油同時也可對輸出大錐軸承內(nèi)環(huán)止動，裝配時與大錐軸承內(nèi)環(huán)止動凸臺配合。

止動機理：止動間隔套、導油套小端由小錐軸承、軸承調(diào)整墊壓緊在齒輪軸軸肩，小錐軸承與齒輪軸過盈配合，通過溫差法壓緊形成拖拽力矩，再通過軸端鎖緊螺母施加預緊力壓實間隔套（導油套）；由于軸承內(nèi)環(huán)凸臺卡在間隔套（導油套）止動槽內(nèi)，依靠間隔套（導油套）被壓緊的軸向預緊力產(chǎn)生靜摩擦力防止軸承內(nèi)環(huán)轉(zhuǎn)動。

3.2 軸端鎖緊預緊力選取

為保證減速器止動間隔套軸向預緊力形成的靜摩擦力矩能夠抵御大錐軸承內(nèi)環(huán)破壞過盈聯(lián)接時的扭矩，選取合適的軸端鎖緊機構(gòu)產(chǎn)生的預緊力至關(guān)重要，本節(jié)闡述軸端預緊力的選取。根據(jù)圖1中仿真結(jié)果，在軸承內(nèi)環(huán)發(fā)生周向滑移時，減速器止動間隔套需承受至少1200Nm扭矩。亟需中減止動間隔套配合面上所能產(chǎn)生的最大摩擦力矩M應大于或等于轉(zhuǎn)矩T。

圖1 克服過盈配合的扭矩曲線

在T=1200Nm時，可得軸向壓力N=42857N。

由于輸出小錐軸承與齒輪軸為過盈配合，過盈量將影響軸端鎖緊產(chǎn)生的預緊力傳遞，如在圖樣規(guī)定的過盈配合公差帶中，較大過盈量將導致傳遞的軸向預緊力損失。為了確定減速器間隔套實際所受軸向壓力，對間隔套貼應變片并標定，得到標定所受軸向力與應變關(guān)系見表2。

表2 間隔套所受實際軸向力標定

選取不同裝配過盈量的中輸出小錐軸承，在特定的軸端鎖緊力矩（300Nm）情況下，軸端鎖緊產(chǎn)生的預緊力傳遞至間隔套產(chǎn)生的應變見表3～5。

由表3～5可知，裝配過盈量與間隔套實際所受軸向力成反比，裝配過盈量為-0.101～-0.095mm的輸出小錐軸承（間隔套實際所受軸向預緊力最小）后，對應表3中應變標定數(shù)據(jù)，間隔套所受軸向力為47000N左右，該軸向力可滿足抵御1200Nm軸承內(nèi)環(huán)周向滑移扭矩需求。

表3 間隔套試驗（小錐軸承過盈量-0.101～-0.095）

表4 間隔套試驗（小錐軸承過盈量-0.091～-0.085）

表5 間隔套試驗（小錐軸承過盈量-0.075～-0.069）

4 試驗驗證

該型減速器裝配輸入止動間隔套、輸出導油套后，其他裝配條件：軸端螺母擰緊力矩選用290Nm，小錐軸承過盈量0.101mm，進行試驗。經(jīng)過多次試驗驗證，結(jié)果顯示，輸入、輸出齒輪軸軸頸配合處未出現(xiàn)異常微動磨損。

5 結(jié)語

根據(jù)試驗結(jié)果，可得出如下結(jié)論：

（1）經(jīng)檢查，試驗后大錐軸承位置無微動磨損。

（2）軸端鎖緊機構(gòu)所提供的軸向預緊力可以滿足該型最大功率下的軸承內(nèi)環(huán)止動要求。

（3）根據(jù)計算，在加載至極限扭矩情況下，大錐軸承內(nèi)環(huán)克服過盈配合產(chǎn)生周向相對滑移，滑移力矩達到1200Nm；在此基礎(chǔ)上增加止動間隔套，軸端鎖緊螺母擰緊力矩290Nm以上時，可實現(xiàn)該型減速器大錐軸承內(nèi)環(huán)止動。