生产实践经验告知,硬齿面减速机的高速轴很容易断裂,国内外 减速机在使用中都有不少断裂的案例。本文论述减速机高速轴很 容易断裂6方面的原因 :键槽和过盈配合的应力集中、减速机安 装使用中的问题、轴上联轴器径向刚度的影响、轴上旋转零部件 的不平衡和质量重力的影响。在此分析的基础上,提出预防轴断 裂的7项改进措施。 断裂轴宏观断口的特征: 1)断口是疲劳断口,轴是疲劳断裂。 2)轴的断裂部位大部分正好位于联轴器与轴过盈配合的边缘处。 3)最早的疲劳裂纹大都发生在平键键槽尖角处,或过渡圆角处。 4)轴的断口垂直于轴的轴线,基本上是一种高强度钢弯曲扭转型 断口。 在正常的情况下,减速机高速轴通常仅承受转矩作用。对以往多 次断轴案例进行疲劳强度计算结果表明,疲劳强度安全系数通常 可达2以上,高速轴应该是安全的,轴不可能断裂。经检查轴的材 料、热处理质量也都符合技术要求。但是,高速轴还是经常断 裂,可以说是减速机的多发病了! 2. 高速轴容易断裂的主要原因 减速机高速轴为什么容易断裂?经过全面排查后得知其主要原因 如下: 原因之一:键槽的应力集中 观察很多带键槽的断轴断口(图6为一例),可以看到最早的疲劳 裂纹往往发生在平键键槽尖角处,很明显键槽的应力集中和轴的 截面面积减小影响了轴的强度。特别是键槽底部的圆角r(图6)对 应力集中的影响很大。图中所示是某矿用减速机高速轴的键槽,键 槽底部的圆角r就很小,加大了键槽的应力集中。轴受纯扭转时, 键槽和配合边缘处的有效应力集中系数Kτ见图7[1]所示。当轴的 抗拉强度Rm=900MPa时,键槽的有效应力集中系数Kτ=2。因此键 槽对轴的削弱是很大的。 原因之二:联轴器同轴的过盈配合 在图1中可以看到,轴断裂部位正好是联轴器同轴过盈配合的边缘 处,过盈配合对轴的强度影响很大。从图7可见:过盈配合H7/r6 的应力集中系数可达2.2以上;过盈配合H7/k6的应力集中系数约 为1.77;高速轴常用的过盈配合H7/m6的应力集中系数不会小于 1.8。因此,高速轴就容易在联轴器与轴过盈配合边缘处断裂了。 值得注意的是,以上原因之一(键槽应力集中)和原因之二(过 盈连接应力集中)虽然对高速轴的强度有影响,但是两者在轴的 强度设计和安全系数计算中都已经计及的因素,因此可以肯定, 两者都不是造成轴容易断裂的决定性原因。真正造成高速轴断裂 多发病的是以下几个人们不注意的原因。 原因之三:减速机的安装、使用方面的问题 硬齿面减速机设计中的一个老大难问题是电动机和减速机轴直径 严重不匹配,减速机轴比电动机轴要细很多。通常,减速机轴直 径d2是电动机轴d1的3/4~1/2左右,如图9所示。如果电动机轴和 减速机轴同轴度很差,就会在联轴器上产生附加径向力F。由于电 动机与减速机的轴径不同(d1、d2),造成两者抗弯截面模数不 同(抗弯截面模数同直径 d3成正比),联轴器产生的附加径向力 F对两轴的危险断面的附加弯矩(应力)也不同[1]。举例说明如 下(尺寸见图9): 轴危险截面的弯曲应力: 电动机轴 σ1=Fl1/0.1d13 ; 减速机轴 σ2=Fl2/0.1d23 当l1≈ l2时(见图9),两应力比值为 σ2/σ1= d13/ d23。 如果取d2=1 , d1=2, 则 σ2/σ1 =8,应力差别巨大。 减速机断轴计算实例: 已知:某减速机高速轴断裂,其直径d2=60mm , 电机轴直径 d1=90mm, 则 σ2/σ1 =d13/d23=903/603=3.375。 因此,断裂的始终是减速机轴。 附加径向力F的大小,取决于电动机和减速机两轴的同轴度。此同 轴度对硬齿面齿轮减速机轴的损伤非常敏感。在《机械设计手 册》中,对于弹性联轴器通常规定减速机的安装不同轴的径向位 移Δy不得大于0.2~0.3mm。这对于软齿面减速机可能是合适的, 而对硬齿面减速机可能就偏大了。而大多数现场安装、使用人员 并不重视此不同轴度,认为使用弹性联轴器可以自动补偿误差, 这是严重的误判。上述计算表明:由于减速机轴比电动机轴要小 得多,因此减速机轴上的弯曲应力要比电动机轴大很多,减速机 轴发生断裂就是必然了。 原因之四:轴上联轴器的径向刚度 所谓联轴器的径向刚度是指弹性联轴器的两半联轴器的两轴,产 生每单位径向位移Δy需要的径向力。径向刚度越大,产生径向位 移的径向力越大,对连接轴强度不良影响就越大。非金属弹性元 件挠性联轴器,如弹性套圈柱销联轴器、梅花形弹性块联轴器、 轮胎式联轴器等,其径向刚度就较小,但是其径向刚度还是有差 别。 某些制造质量很差的联轴器,其径向刚度很大,当两轴不对中有 径向位移时,轴上的附加径向力就很大,严重影响轴的强度。图 10所示的蛇形弹簧联轴器就是一例。半联轴器上的矩形直线齿廓 就很不利于径向位移的调整。
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