某NGW型減速器行星輪支撐軸承承載能力擴容設計

（上海船舶設備研究所，上海 200031）

0 引言

NGW 型齒輪傳動采用數個行星齒輪同時傳遞載荷，使功率分流并合理地使用了內嚙合，因此，具有結構緊湊、功重比大、傳動效率高等一系列優點，其在冶金、航空、船舶等動力設備上得到了廣泛的應用[1-2]。行星齒輪箱由于傳動結構復雜，設計難度較大，特別是高速 NGW 型行星齒輪傳動裝置，在多行星輪均載結構設計、行星輪支撐結構設計等方面具有較嚴格的設計要求，其中，行星輪支撐結構設計的合理性直接關系到該類傳動裝置能否安全運行[3-4]。本文針對某NGW型齒輪箱的功率擴容要求，對其行星輪支撐軸承進行結構調整及復核計算，使該齒輪箱的傳遞功率實現有效擴容。

本文中的NGW型齒輪箱原理簡圖如圖1所示，其中，行星輪支撐軸承結構如圖2所示。可以看出：該動壓滑動軸承中，外表面澆注了巴氏合金層的行星軸與行星輪內孔表面之間形成動壓潤滑油膜，從而達到潤滑的目的。該類滑動軸承不同于一般圓瓦滑動軸承，由于行星架高速旋轉，行星輪產生的離心力與齒輪傳動的嚙合力共同作用，使行星輪支撐軸承承受較大負荷。

圖1 某NGW型齒輪箱結構示意圖

圖2 行星輪支撐軸承結構簡圖

按照原設計，該齒輪箱在額定功率下行星輪支撐軸承比壓p為4.2 MPa。根據同類產品設計經驗以及齒輪手冊上的推薦值[5]，該處比壓許用值一般取3 MPa～4 MPa，最大為Pmax=4.5 MPa。因此，該齒輪箱在原設計時就存在比壓略偏大的情況，但根據試驗驗證情況，其在當前額定功率下振動、溫升等各項指標均正常，減速器運行狀態良好。

1 齒輪箱功率擴容說明

根據該齒輪箱后續應用需求，要求其應具有原額定工況下 30%的長期穩定運行能力提升，即需要將該齒輪箱的額定運行功率提高 30%。按照此要求，需對齒輪箱進行以下幾個方面的承載能力核算：1）齒面接觸疲勞強度核算；2）齒根彎曲疲勞強度核算；3）各承載結構件及聯軸器的強度核算；4）行星輪均載浮動組件的綜合變形影響分析；5）行星輪支撐軸承的承載能力核算。

根據初步核算，在齒輪箱額定功率擴容到原來的130%后，其齒輪強度、結構件強度以及均載結構均能滿足擴容要求，但其行星輪支撐軸承的比壓值p將到達4.53 MPa，超過了最大比壓4.5 MPa的控制上限值。

為了保證行星輪支撐軸承的安全穩定運行，并使其具有足夠的疲勞壽命，需對行星輪支撐軸承結構進行相應的調整，以滿足齒輪箱功率擴容的要求。

2 行星輪支撐軸承結構調整

根據擴容要求以及齒輪箱原本結構尺寸，擬通過調整行星輪支撐軸外徑和長度，使軸承載荷投影面積增大，從而降低行星輪軸承比壓。軸承比壓p的計算方法如式（1）所示。

式中：Fw為作用在行星軸上的總徑向力，N；D為軸承直徑，mm；L為軸承長度，mm。

從式（1）可以看出：軸承直徑D與軸承長度L均對比壓值p有影響，當軸承直徑D增大時，由于行星輪內孔需相應增大而使行星輪質量減小，從而減小了由行星輪質量所產生的離心力，作用在行星軸上的總徑向力Fw同時也在減小。軸承直徑D與軸承長度L這兩個參數的變化對軸承比壓的影響曲線如圖3所示。由圖3可以看出：增加軸承直徑D對降低軸承比壓有較明顯的效果，所以本次擴容改造將通過行星軸直徑的增大來實現。

圖3 行星輪內孔直徑D、長度L對軸承比壓的影響對比

調整行星軸直徑的尺寸時，考慮到行星輪輪緣強度裕度以及其他傳動結構件對行星軸安裝尺寸的限制，初步確定將行星軸直徑D由原來的150 mm增加為155 mm。從圖3中虛線對應的坐標點可以看出：軸承外徑增加后，其對應的軸承比壓值約為4.2 MPa，基本滿足功率擴容后行星輪支撐軸承比壓常規計算的要求值。

3 行星輪支撐軸承結構有限元校核

雖然在調整行星軸外徑后，使該減速器在功率擴容30%的工況下，軸承比壓仍控制在4.2 MPa，不大于4.5 MPa的最大比壓推薦值，但鑒于該處設計質量的重要性，還需從結構調整后的油膜壓力分布、最小油膜厚度以及行星軸在總徑向力作用的撓度變形等方面對其進行進一步細化計算以及結構優化。

3.1 軸承油膜壓力分布及最小油膜厚度等參數細化分析

計算調整軸承結構參數及功率擴容后的載荷值，使用專用軸承計算軟件對該處軸承的油膜壓力分布情況以及油膜厚度進行計算，計算結果如圖5所示。功率擴容后，行星輪支撐軸承在額定工況下的主要特征參數如如表1所示。

圖4 軸承油膜壓力分布圖

表1 行星輪支撐軸承各主要承載參數表

從表 1可以看出：行星輪支撐軸承平均比壓、偏心率、局部最大比壓值以及溫升等參數均在合理區間內。至于最小油膜厚度值是否合理，需對行星軸的撓度變形進行計算后進行界定。

3.2 行星軸撓度變形分析

為了確定行星軸在齒輪嚙合力以及行星輪離心力作用下的變形量，使用有限元軟件對其進行分析計算，有限元計算中采用梁單元進行分析，約束行星軸兩端軸頭與其他結構件的安裝部位，載荷均勻分布在其他各節點上，計算用有限元模型如圖5所示，計算得到的行星軸變形云圖如圖6所示。從圖6可以看出：行星軸的最大變形約為0.0116 mm，位于行星軸的中間部位。

圖5 行星軸有限元計算模型

圖6 行星軸變形云圖

3.3 行星輪支撐軸承最小油膜厚度校核

根據行星輪支撐軸承最小油膜厚度計算以及行星軸彎曲變形計算要求，結合行星輪內孔以及行星軸表面的粗糙度要求，認為該軸承的最小油膜厚度應為

式中：RZc為行星輪內孔表面粗糙度；RZo為行星軸表面粗糙度；yo為額定載荷下行星軸撓度。

軸承油膜的安全系數為

式中：[k]為軸承油膜最小安全系統，一般取1.1。按式（3）計算，其安全系數到達 3.2，遠大于一般的要求值1.1。

4 行星軸運行后的拆檢情況

調整該行星軸的結構后，開始進行齒輪箱試車，按要求進行 8小時滿載運行及相應的超載運行。運行過程中，齒輪箱運行平穩，溫升正常，各項指標均滿足性能要求。運行后，對齒輪箱進行拆檢，拆檢后的行星軸巴氏合金表面狀況良好。行星軸出廠試驗后的拆檢實物如圖7所示。

圖7 行星軸出廠試驗后的拆檢情況

5 結論

本文根據某齒輪箱的功率擴容要求，對行星輪支撐軸承進行結構調整，通過加大軸承直徑，有效降低了軸承比壓。同時，對該軸承的油膜壓力分布、油膜厚度等進行了詳細的校核計算。在各項設計指標均滿足設計要求的情況下，進行了實物運行驗證和拆檢檢查，結果顯示：結構調整后的行星軸狀態良好，滿足對該齒輪箱功率擴容后的運行要求。

[1] 祁燔, 劉雪東, 杜明星, 等. NGW行星齒輪減速器動力學仿真與行星架減量化設計[J]. 制造業自動化, 2015, 37(12): 99-101.

[2] 朱富貴, 周敏, 陳定方. 二級 NGW 型行星齒輪傳動優化設計方法[J]. 湖北工業大學學報, 2014,29(4): 59-61.

[3] 洪雷, 李學明, 王進戈. 多級 NGW 型行星齒輪傳動的設計[J]. 機械傳動, 2011, 35(12): 52-55.

[4] 陳萬東. 對 NGW 行星齒輪傳動機構的若干研究[J]. 上海機床, 2000(3): 37-39.

[5] 郁明山. 齒輪手冊[M]. 北京: 機械工業出版社,2000.