陳浩宇，李黎，陳金

（中國航發(fā)湖南動力機(jī)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(fù)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(biāo)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(xì)微金屬塊剝落，剝落的金屬塊可能進(jìn)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(jī)理，并針對該型減速器懸臂支撐、軸承負(fù)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(jī)理分析

大錐軸承與軸采用過盈配合，過盈量為-0.102～-0.076mm。運(yùn)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(jī)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(dǎo)過盈摩擦系數(shù)并對表1中數(shù)據(jù)進(jìn)行修正。

根據(jù)相關(guān)研究，當(dāng)傳遞扭矩T時，應(yīng)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(yīng)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(qiáng)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(jìn)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(jìn)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(dá)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(dǎo)油套設(shè)計止動槽，即可承擔(dān)導(dǎo)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(jī)理：止動間隔套、導(dǎo)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(yù)緊力壓實間隔套（導(dǎo)油套）；由于軸承內(nèi)環(huán)凸臺卡在間隔套（導(dǎo)油套）止動槽內(nèi)，依靠間隔套（導(dǎo)油套）被壓緊的軸向預(yù)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(yù)緊力選取

為保證減速器止動間隔套軸向預(yù)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(jī)構(gòu)產(chǎn)生的預(yù)緊力至關(guān)重要，本節(jié)闡述軸端預(yù)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(yīng)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(yù)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(dǎo)致傳遞的軸向預(yù)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(yīng)變片并標(biāo)定，得到標(biāo)定所受軸向力與應(yīng)變關(guān)系見表2。

表2 間隔套所受實際軸向力標(biāo)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(yù)緊力傳遞至間隔套產(chǎn)生的應(yīng)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(yù)緊力最?。┖?，對應(yīng)表3中應(yīng)變標(biāo)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(dǎo)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(jìn)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(jī)構(gòu)所提供的軸向預(yù)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(dá)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。