泰興減速機專業生產廠家泰強減速機2019年9月3日訊  生產實踐經驗告知，硬齒面減速機的高速軸很容易斷裂，國內外減速機在使用中都有不少斷裂的案例。本文論述泰興減速機高速軸很容易斷裂6方面的原因 ：鍵槽和過盈配合的應力集中、減速機安裝使用中的問題、軸上聯軸器徑向剛度的影響、軸上旋轉零部件的不平衡和質量重力的影響。在此分析的基礎上，提出預防軸斷裂的7項改進措施。

關鍵詞： 減速機  高速軸 斷裂原因  預防

2016年11月，中國通用機械工業協會減變速機分會在上海舉辦 “2016中國減變速機技術論壇”。在論壇上，沃德傳動（天津）股份有限公司首席齒輪技術專家、北京科技大學教授朱孝祿做了題為《減速機多發病、疑難雜癥及其防治》的報告。報告內容全部來源于生產實踐，講解深入淺出，擊中要害，受到歡迎。本文根據報告的部分內容，整理成文，并得到朱孝祿教授的同意，投稿《減變速機》雜志發表。本文的主要內容是：論述硬齒面減速機高速軸斷裂的斷口特征、經常發生斷裂的原因和預防高速軸斷裂的改進措施。

在生產實踐中，硬齒面減速機的高速軸很容易發生斷裂，例如：某減速機的高速軸就經常在A、B兩處發生斷裂（圖1）：一處在聯軸器同高速軸的配合端面部位（斷軸見圖2），另一處在軸承同軸的配合端面部位（斷軸見圖3）。國內外類似的案例還很多。

為什么減速機的高速軸很容易斷裂？這是很值得研究、討論的問題。

圖4是高速軸斷裂的A斷口形貌，從圖中可以看到疲勞源位于鍵槽底部的尖角處。斷口具有疲勞源區、疲勞擴展區和靜斷區，高速軸是典型的疲勞斷裂。

圖5是高速軸斷裂的B斷口形貌,這也是一個疲勞斷裂斷口，靜斷區很小，說明軸中的名義應力并不大。

斷裂軸宏觀斷口的特征：

1）斷口是疲勞斷口，軸是疲勞斷裂。

2）軸的斷裂部位大部分正好位于聯軸器與軸過盈配合的邊緣處。

3）最早的疲勞裂紋大都發生在平鍵鍵槽尖角處，或過渡圓角處。

4）軸的斷口垂直于軸的軸線，基本上是一種高強度鋼彎曲扭轉型斷口。

在正常的情況下，減速機高速軸通常僅承受轉矩作用。對以往多次斷軸案例進行疲勞強度計算結果表明，疲勞強度安全系數通常可達2以上，高速軸應該是安全的，軸不可能斷裂。經檢查軸的材料、熱處理質量也都符合技術要求。但是，高速軸還是經常斷裂，可以說是減速機的多發病了！

減速機高速軸為什么容易斷裂？經過全面排查后得知其主要原因如下：

原因之一：鍵槽的應力集中

觀察很多帶鍵槽的斷軸斷口（圖6為一例），可以看到最早的疲勞裂紋往往發生在平鍵鍵槽尖角處，很明顯鍵槽的應力集中和軸的截面面積減小影響了軸的強度。

特別是鍵槽底部的圓角r(圖6)對應力集中的影響很大。圖中所示是某礦用減速機高速軸的鍵槽,鍵槽底部的圓角r就很小，加大了鍵槽的應力集中。

軸受純扭轉時，鍵槽和配合邊緣處的有效應力集中系數Kτ見圖7[1]所示。當軸的抗拉強度Rm=900MPa時，鍵槽的有效應力集中系數Kτ=2。因此鍵槽對軸的削弱是很大的。

原因之二：聯軸器同軸的過盈配合

在圖1中可以看到，軸斷裂部位正好是聯軸器同軸過盈配合的邊緣處，過盈配合對軸的強度影響很大。從圖7可見：過盈配合H7/r6 的應力集中系數可達2.2以上；過盈配合H7/k6的應力集中系數約為1.77；高速軸常用的過盈配合H7/m6的應力集中系數不會小于1.8。因此，高速軸就容易在聯軸器與軸過盈配合邊緣處斷裂了。

過盈連接的應力集中和接觸應力分布實例如圖8所示。圖8a為過盈連接應力集中示意圖；圖8b為當實心輪盤（齒輪）與軸的配合過盈量為50μm時，接觸應力在長度方向上的分布圖；圖8c為當階梯輪盤（齒輪）與軸的配合過盈量為50μm時，接觸應力在長度方向上的分布圖。由此可見過盈配合對軸強度的影響。

值得注意的是，以上原因之一（鍵槽應力集中）和原因之二（過盈連接應力集中）雖然對高速軸的強度有影響，但是兩者在軸的強度設計和安全系數計算中都已經計及的因素，因此可以肯定，兩者都不是造成軸容易斷裂的決定性原因。真正造成高速軸斷裂多發病的是以下幾個人們不注意的原因。

原因之三：減速機的安裝、使用方面的問題

硬齒面減速機設計中的一個老大難問題是電動機和減速機軸直徑嚴重不匹配，減速機軸比電動機軸要細很多。通常，減速機軸直徑d2是電動機軸d1的3/4～1/2左右，如圖9所示。如果電動機軸和減速機軸同軸度很差，就會在聯軸器上產生附加徑向力F。

由于電動機與減速機的軸徑不同（d1、d2），造成兩者抗彎截面模數不同（抗彎截面模數同直徑d3成正比），聯軸器產生的附加徑向力F對兩軸的危險斷面的附加彎矩（應力）也不同[1]。舉例說明如下（尺寸見圖9）：

軸危險截面的彎曲應力：

電動機軸   σ1=Fl1/0.1d13 ; 減速機軸   σ2=Fl2/0.1d23   

當l1≈ l2時（見圖9），兩應力比值為  σ2/σ1= d13/ d23 。

如果取d2=1 ,  d1=2,  則 σ2/σ1 =8，應力差別巨大。

減速機斷軸計算實例:

已知：某減速機高速軸斷裂，其直徑d2=60mm ,  電機軸直徑 d1=90mm,

則        σ2/σ1=d13/d23 =903/603=3.375。   

因此，斷裂的始終是減速機軸。

附加徑向力F的大小，取決于電動機和減速機兩軸的同軸度。此同軸度對硬齒面齒輪減速機軸的損傷非常敏感。在《機械設計手冊》中，對于彈性聯軸器通常規定減速機的安裝不同軸的徑向位移Δy不得大于0.2～0.3mm。這對于軟齒面減速機可能是合適的，而對硬齒面減速機可能就偏大了。而大多數現場安裝、使用人員并不重視此不同軸度，認為使用彈性聯軸器可以自動補償誤差，這是嚴重的誤判。上述計算表明：由于減速機軸比電動機軸要小得多，因此減速機軸上的彎曲應力要比電動機軸大很多，減速機軸發生斷裂就是必然了。

原因之四：軸上聯軸器的徑向剛度

所謂聯軸器的徑向剛度是指彈性聯軸器的兩半聯軸器的兩軸，產生每單位徑向位移Δy需要的徑向力。徑向剛度越大，產生徑向位移的徑向力越大，對連接軸強度不良影響就越大。非金屬彈性元件撓性聯軸器，如彈性套圈柱銷聯軸器、梅花形彈性塊聯軸器、輪胎式聯軸器等，其徑向剛度就較小，但是其徑向剛度還是有差別。

某些制造質量很差的聯軸器，其徑向剛度很大，當兩軸不對中有徑向位移時，軸上的附加徑向力就很大，嚴重影響軸的強度。圖10所示的蛇形彈簧聯軸器就是一例。半聯軸器上的矩形直線齒廓就很不利于徑向位移的調整。

原因之五：軸上旋轉零件的不平衡

旋轉零件的靜平衡或動平衡不好，將會使旋轉零件產生離心力，增加了軸的附加應力，從而影響軸的強度。圖11為半聯軸器——軸——減速機的配置關系，圖中半聯軸器質量有點偏心。

旋轉零件質量偏心引發的離心力為

式中      Q——由偏心產生的離心力(N)；

              r——偏心距 (mm);

              n——軸的轉速 (r/min);

              m——聯軸器的質量(kg)。

由于離心力與旋轉零件的質量平方成正比，因此質量對離心力的影響特別大。

用實際計算例子來說明。

已知:減速機高速軸的轉速為n=1500r/min。

假設:偏心距r =0.1mm; 高速軸上旋轉零件（如蛇形彈簧聯軸器、制動輪等）的質量m=50kg。則產生的離心力

如果此離心力的一半由減速機軸來承受，軸上受到的徑向載荷也可達2056.5N。

由于離心力與旋轉零件的質量平方成正比，因此質量對離心力的影響特別大。例如，其他條件不變，取旋轉零件的質量m=70kg, 則Q=8062N,也就是離心力幾乎增加了一倍。離心力Q使軸產生附加彎曲應力，會影響軸的疲勞強度。

原因之六：軸上聯軸器、制動器的質量重力

減速機高速軸上一般都有聯軸器，或者制動器的制動輪，其自重對于軟齒面減速機的高速軸的強度來說，影響并不大，因為這種減速機軸的尺寸都可以做得比較大。但是，對硬齒面減速機來說，由于受高速軸上齒輪結構尺寸的限制，高速軸的尺寸和安全系數都比較小，再由于聯軸器或制動輪的質量重力可以同上述的離心力疊加，在這種情況下，聯軸器或制動輪的質量對高速軸強度的影響就不可以忽視了。

例如前例:偏心距r =0.1mm; 高速軸上旋轉零件的質量m=50kg，產生的離心力4113N。如果考慮旋轉零件質量產生的重力500N,兩者疊加可達4613N，相當于離心力增加了12%。 可見高速軸上旋轉零件質量產生的重力也會影響高速軸的強度。

針對以上出現的問題，可提出防止高速軸斷裂的主要措施：

1）嚴格控制鍵槽的加工質量，特別是槽底的圓角半徑 r，盡可能按標準取大值；

沒有圓角的鍵槽不能使用。

2）安裝在高速軸上的聯軸器、制動輪等，應經過靜平衡或動平衡試驗，避免過大的附加離心力。

3）盡量減輕聯軸器、制動輪重量。

4）不能使用制造質量不符合技術要求的聯軸器、制動器。

5）減速機和電動機的底座底面，最好采用經過加工的平面；調整墊片要平整，最好有定位措施，如12所示。

6）定期檢查地腳螺栓是否有松動、斷裂等，目的是為了防止設備運轉一段時間后，電動機或減速機發生移動，破壞已經調整好的同軸度。

7）最重要的是控制減速機安裝的同軸度，安裝減速機時，應派遣掌握技術的專業人員，負責調整、檢測電動機和減速機的同軸度。采用快速、簡單、經濟的激光對中裝置（圖13），檢測兩軸的對中可能有好的效果。