齒輪箱從動齒輪過盈配合設計分析與試驗研究

金思勤 王鵬川 朱 飛 崔會勇 金鵬云

(中車戚墅堰機車車輛工藝研究所有限公司 江蘇 常州 213011)

0 引言

齒輪箱作為動車組動力傳遞的關鍵零部件，其安全可靠性關系到整車的穩定運行，其中從動齒輪與車軸為過盈配合，過盈配合與其他固定聯結形式相比，結構簡單，配合的定心性好，由于不需附加緊固件(如鍵、銷子、螺釘等)，而提高了聯結件的橫截面強度，同時整個結合面均產生結合壓力。因此聯結的承載能力高，承受變載和沖擊的性能好[1-2]。

在轉向架上，電機通過聯軸節將動力傳遞給齒輪箱，齒輪箱承擔著降速增矩的作用，電機和聯軸器的扭矩會全部通過過盈配合傳遞給車軸，從而帶動列車前進，所以過盈量的選擇至關重要。

在齒輪箱分解檢修過程中，從動齒輪退卸后發現內孔尺寸變大，超出新造值上限，發生了無法完全保證檢修所要求的過盈量的問題。為此，本文以某齒輪箱為例，結合齒輪箱的運用條件，對過盈配合量進行設計分析，并開展試驗進行安全評估，驗證不同過盈量情況下的承載力以及發生滑移時的扭矩，從而提出合理的從動齒輪檢修過盈量標準，為從動齒輪退卸后內孔尺寸變大問題提供解決方案。

1 設計分析

運用圓柱面過盈連接的設計準則對車軸與齒輪過盈配合進行分析計算。

以某齒輪箱為例，從動齒輪和車軸裝配采用冷壓壓裝，從動齒輪為包容件，車軸為被包容件，各項設計參數如表1所示。

表1 齒輪與軸過盈配合參數

1.1 傳遞負荷所需的最小過盈量

傳遞負載所需的最小結合壓力

其中：M為聯軸節最大滑移扭矩對應的從動齒輪傳遞負荷；K為安全系數，取1；dm為結合面直徑，207 mm；lf為結合面的長度，90 mm；μ為摩擦因數，0.02。

包容件傳遞負荷所需最小直徑變化量

被包容件傳遞負荷所需最小直徑變化量：

傳遞負載所需最小有效過盈量

δemin=eamin+eimin=0.174 mm

考慮壓平的最小過盈量

δmin=δemin=0.174 mm

1.2 不產生塑性變形所允許的最大有效過盈量

包容件不產生塑性變形所容許的最大結合壓力

pfamax=a·σs=172.271 MPa

被包容件不產生塑性變形所容許的最大結合壓力為

pfimax=c·σs=205.589 MPa

聯結件不產生塑性變形的最大結合壓力，取pfamax與pfimax較小者。

包容件不產生塑性變形最大直徑變化量

被包容件不產生塑性變形最大直徑變化量

聯接件不產生塑性變形最大有效過盈量

δemax=eamax+eimax=0.775 mm

1.3 過盈量確定

過盈量過小，不能夠為列車運行提供足夠的動力；過盈量過大，熱套組裝時所需的加熱溫度和加熱時間增加，冷壓組裝所需的壓力升高，此外過盈量太大時，結合面局部會發生大面積屈服以致零部件破壞[3]，結合以往經驗，確定軸的公差帶為+0.30 mm～+0.27 mm，孔的公差帶為+0.029 mm～0。

根據以上公差帶計算，此處配合產生的最小過盈量為δmin=0.241 mm，最大過盈量為δmax=0.30 mm。

2 試驗驗證方案

在齒輪箱拆解檢修退卸從動齒輪過程中，出現了內孔尺寸脹大的情況，超出新造值上限，為進一步驗證過盈量小于設計值的情況下過盈配合的承載能力，需設計試驗進行驗證。

如圖1所示，車軸通過支撐座固定在地基上，從動齒輪與加載座通過銷子聯結，液壓油缸加載臂通過螺栓與加載座固定，可以對加載座施加拉力和推力。為保證初始位置時加載座處于豎直方向，從動齒輪和車軸壓裝時注意對從動齒輪上銷孔和車軸支撐面進行找正，使得一直徑上兩銷孔中心連線與支撐面垂直，每次試驗臺組裝后用水平儀對加載座進行調整，保證加載座基座水平。試驗前可在輪軸結合處劃線，并安裝攝像頭監控，試驗過程中可以通過監控觀察是否發生遲緩。

當齒輪箱過載或電機短路時，電機軸和聯軸節過載保護襯套會相對滑移，用以保護齒輪箱傳動部件，發生滑移的扭矩為7 000～11 000 N·m。

按照聯軸節最大滑移扭矩11 000 N·m計算，對應的模擬試驗載荷為：

Fm=11 000×2.517/0.536=51.6 kN

其中：齒輪箱傳動比為2.517，加載座加載面中心距離車軸中心0.536 m。

設定試驗載荷51.6 kN(對應聯軸節最大滑移扭矩11 000 N·m)，保壓20 s后卸載，按此模式往復循環10次觀察車軸與從動齒輪遲緩線狀態。之后設定極限載荷120 kN，在載荷上升過程中從動齒輪發生遲緩時液壓油缸會自動卸壓并記錄相應扭矩。

圖1 試驗方案圖

3 試驗結果及分析

3.1 最大滑移扭矩試驗

計算分析得到的滿足傳動要求的最小過盈量為0.174 mm，對此設計試驗進行驗證。分別對過盈量為0.204 mm、0.193 mm、0.179 mm的3組輪軸進行試驗，每次退卸后重新進行測量并確認車軸結合面狀態完好，組裝前重新用水平儀校正。

如圖2～圖4所示，得到液壓缸加載力實時監測曲線，液壓缸正常加載，聯軸節的最大滑移扭矩11 000 N·m(對應的試驗載荷為51.6 kN)下均未發生遲緩。

3.2 極限遲緩試驗

分別對過盈量為0.204 mm、0.193 mm、0.179 mm的三組輪軸進行極限加載試驗，直至從動齒輪與車軸間發生遲緩，即從動齒輪在車軸上發生轉動。如圖5～圖7液壓缸加載力實時監測曲線所示，從動齒輪與車軸間發生遲緩時液壓缸會立即卸壓，同時視頻監測到遲緩線發生錯位，得到發生遲緩時的極限載荷分別為105.86 kN、91 kN、86 kN，分別對應輸入端扭矩為22 543 N·m、 19 378 N·m、 18 313 N·m。

圖2 過盈量0.204 mm滑移扭矩試驗 圖3 過盈量0.193 mm滑移扭矩試驗 圖4 過盈量0.179 mm滑移扭矩試驗

圖5 過盈量0.204 mm時極限載荷試驗 圖6 過盈量0.179 mm時極限載荷試驗 圖7 過盈量0.193 mm時極限載荷試驗

此外在過盈量0.179 mm條件下設置-20 kN和20 kN之間的交變載荷開展疲勞循環試驗，以5 Hz的頻率進行10萬次試驗，疲勞試驗過程中無滑移現象發生，且疲勞后再次進行推拉兩個方向的極限加載試驗，試驗滑移扭矩均大于聯軸節最大滑移扭矩對應下的載荷。

3種過盈量情況下發生遲緩時的極限載荷均大于齒輪箱實際工作過程中聯軸節最大滑移扭矩，即表明即使在設定的0.179 mm過盈條件下，試驗中齒輪箱輸入端出現超過聯軸節最大滑移扭矩的負荷時，聯軸節會先行滑移，沒有發生從動齒輪遲緩現象，說明當過盈量適當放寬時仍能滿足要求。在其他條件相同的情況下，結合壓力與過盈量成正比，也進一步說明之前設計計算的正確性。

4 結論

本文針對某齒輪箱檢修時從動齒輪與過盈配合量變小的問題，首先進行過盈量配合設計分析，結合產品運用經驗，對設計過盈量進行計算驗證。同時為合理確定檢修過盈量標準，解決檢修過程中從動齒輪內孔尺寸變大導致的過盈量變小問題，進行了臺架試驗驗證。在原設計過盈量基礎上考慮檢修實際，設定了3種過盈量數值，通過試驗均滿足傳遞負荷要求，從而驗證了設計計算的合理性，試驗表明即使在過盈量為0.179 mm條件下仍能滿足要求，為制定檢修過盈量標準及妥善處理從動齒輪退卸檢修過程中的過盈量問題提供了解決方案。