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。