齿轮箱从动齿轮过盈配合设计分析与试验研究

金思勤 王鹏川 朱 飞 崔会勇 金鹏云

(中车戚墅堰机车车辆工艺研究所有限公司 江苏 常州 213011)

0 引言

齿轮箱作为动车组动力传递的关键零部件，其安全可靠性关系到整车的稳定运行，其中从动齿轮与车轴为过盈配合，过盈配合与其他固定联结形式相比，结构简单，配合的定心性好，由于不需附加紧固件(如键、销子、螺钉等)，而提高了联结件的横截面强度，同时整个结合面均产生结合压力。因此联结的承载能力高，承受变载和冲击的性能好[1-2]。

在转向架上，电机通过联轴节将动力传递给齿轮箱，齿轮箱承担着降速增矩的作用，电机和联轴器的扭矩会全部通过过盈配合传递给车轴，从而带动列车前进，所以过盈量的选择至关重要。

在齿轮箱分解检修过程中，从动齿轮退卸后发现内孔尺寸变大，超出新造值上限，发生了无法完全保证检修所要求的过盈量的问题。为此，本文以某齿轮箱为例，结合齿轮箱的运用条件，对过盈配合量进行设计分析，并开展试验进行安全评估，验证不同过盈量情况下的承载力以及发生滑移时的扭矩，从而提出合理的从动齿轮检修过盈量标准，为从动齿轮退卸后内孔尺寸变大问题提供解决方案。

1 设计分析

运用圆柱面过盈连接的设计准则对车轴与齿轮过盈配合进行分析计算。

以某齿轮箱为例，从动齿轮和车轴装配采用冷压压装，从动齿轮为包容件，车轴为被包容件，各项设计参数如表1所示。

表1 齿轮与轴过盈配合参数

1.1 传递负荷所需的最小过盈量

传递负载所需的最小结合压力

其中：M为联轴节最大滑移扭矩对应的从动齿轮传递负荷；K为安全系数，取1；dm为结合面直径，207 mm；lf为结合面的长度，90 mm；μ为摩擦因数，0.02。

包容件传递负荷所需最小直径变化量

被包容件传递负荷所需最小直径变化量：

传递负载所需最小有效过盈量

δemin=eamin+eimin=0.174 mm

考虑压平的最小过盈量

δmin=δemin=0.174 mm

1.2 不产生塑性变形所允许的最大有效过盈量

包容件不产生塑性变形所容许的最大结合压力

pfamax=a·σs=172.271 MPa

被包容件不产生塑性变形所容许的最大结合压力为

pfimax=c·σs=205.589 MPa

联结件不产生塑性变形的最大结合压力，取pfamax与pfimax较小者。

包容件不产生塑性变形最大直径变化量

被包容件不产生塑性变形最大直径变化量

联接件不产生塑性变形最大有效过盈量

δemax=eamax+eimax=0.775 mm

1.3 过盈量确定

过盈量过小，不能够为列车运行提供足够的动力；过盈量过大，热套组装时所需的加热温度和加热时间增加，冷压组装所需的压力升高，此外过盈量太大时，结合面局部会发生大面积屈服以致零部件破坏[3]，结合以往经验，确定轴的公差带为+0.30 mm～+0.27 mm，孔的公差带为+0.029 mm～0。

根据以上公差带计算，此处配合产生的最小过盈量为δmin=0.241 mm，最大过盈量为δmax=0.30 mm。

2 试验验证方案

在齿轮箱拆解检修退卸从动齿轮过程中，出现了内孔尺寸胀大的情况，超出新造值上限，为进一步验证过盈量小于设计值的情况下过盈配合的承载能力，需设计试验进行验证。

如图1所示，车轴通过支撑座固定在地基上，从动齿轮与加载座通过销子联结，液压油缸加载臂通过螺栓与加载座固定，可以对加载座施加拉力和推力。为保证初始位置时加载座处于竖直方向，从动齿轮和车轴压装时注意对从动齿轮上销孔和车轴支撑面进行找正，使得一直径上两销孔中心连线与支撑面垂直，每次试验台组装后用水平仪对加载座进行调整，保证加载座基座水平。试验前可在轮轴结合处划线，并安装摄像头监控，试验过程中可以通过监控观察是否发生迟缓。

当齿轮箱过载或电机短路时，电机轴和联轴节过载保护衬套会相对滑移，用以保护齿轮箱传动部件，发生滑移的扭矩为7 000～11 000 N·m。

按照联轴节最大滑移扭矩11 000 N·m计算，对应的模拟试验载荷为：

Fm=11 000×2.517/0.536=51.6 kN

其中：齿轮箱传动比为2.517，加载座加载面中心距离车轴中心0.536 m。

设定试验载荷51.6 kN(对应联轴节最大滑移扭矩11 000 N·m)，保压20 s后卸载，按此模式往复循环10次观察车轴与从动齿轮迟缓线状态。之后设定极限载荷120 kN，在载荷上升过程中从动齿轮发生迟缓时液压油缸会自动卸压并记录相应扭矩。

图1 试验方案图

3 试验结果及分析

3.1 最大滑移扭矩试验

计算分析得到的满足传动要求的最小过盈量为0.174 mm，对此设计试验进行验证。分别对过盈量为0.204 mm、0.193 mm、0.179 mm的3组轮轴进行试验，每次退卸后重新进行测量并确认车轴结合面状态完好，组装前重新用水平仪校正。

如图2～图4所示，得到液压缸加载力实时监测曲线，液压缸正常加载，联轴节的最大滑移扭矩11 000 N·m(对应的试验载荷为51.6 kN)下均未发生迟缓。

3.2 极限迟缓试验

分别对过盈量为0.204 mm、0.193 mm、0.179 mm的三组轮轴进行极限加载试验，直至从动齿轮与车轴间发生迟缓，即从动齿轮在车轴上发生转动。如图5～图7液压缸加载力实时监测曲线所示，从动齿轮与车轴间发生迟缓时液压缸会立即卸压，同时视频监测到迟缓线发生错位，得到发生迟缓时的极限载荷分别为105.86 kN、91 kN、86 kN，分别对应输入端扭矩为22 543 N·m、 19 378 N·m、 18 313 N·m。

图2 过盈量0.204 mm滑移扭矩试验 图3 过盈量0.193 mm滑移扭矩试验 图4 过盈量0.179 mm滑移扭矩试验

图5 过盈量0.204 mm时极限载荷试验 图6 过盈量0.179 mm时极限载荷试验 图7 过盈量0.193 mm时极限载荷试验

此外在过盈量0.179 mm条件下设置-20 kN和20 kN之间的交变载荷开展疲劳循环试验，以5 Hz的频率进行10万次试验，疲劳试验过程中无滑移现象发生，且疲劳后再次进行推拉两个方向的极限加载试验，试验滑移扭矩均大于联轴节最大滑移扭矩对应下的载荷。

3种过盈量情况下发生迟缓时的极限载荷均大于齿轮箱实际工作过程中联轴节最大滑移扭矩，即表明即使在设定的0.179 mm过盈条件下，试验中齿轮箱输入端出现超过联轴节最大滑移扭矩的负荷时，联轴节会先行滑移，没有发生从动齿轮迟缓现象，说明当过盈量适当放宽时仍能满足要求。在其他条件相同的情况下，结合压力与过盈量成正比，也进一步说明之前设计计算的正确性。

4 结论

本文针对某齿轮箱检修时从动齿轮与过盈配合量变小的问题，首先进行过盈量配合设计分析，结合产品运用经验，对设计过盈量进行计算验证。同时为合理确定检修过盈量标准，解决检修过程中从动齿轮内孔尺寸变大导致的过盈量变小问题，进行了台架试验验证。在原设计过盈量基础上考虑检修实际，设定了3种过盈量数值，通过试验均满足传递负荷要求，从而验证了设计计算的合理性，试验表明即使在过盈量为0.179 mm条件下仍能满足要求，为制定检修过盈量标准及妥善处理从动齿轮退卸检修过程中的过盈量问题提供了解决方案。