地鐵車輛轉向架齒輪箱分油環異常磨損原因分析及改進措施

浦春喜 李佳妮

(蘇州市軌道交通集團有限公司，215004，蘇州∥第一作者，高級工程師)

蘇州軌道交通一臺轉向架齒輪箱在使用近4年(車輛運行約40萬km)后，其潤滑油出現渾濁、發黑現象，檢查發現該齒輪箱輸入軸系中的分油環發生較嚴重的磨損，導致輸入軸系在運轉中出現了異常竄動現象。本文通過對齒輪箱輸入軸系裝配工藝分析和輸入軸端蓋壓緊量建模計算，查明分油環非正常磨損的原因，并尋求解決方案。

1 轉向架齒輪箱輸入軸系結構

該故障轉向架齒輪箱輸入軸系結構如圖1所示。輸入軸系配置2個圓柱滾子軸承和1個四點角接觸球軸承，圓柱滾子軸承承受徑向力，四點角接觸球軸承承受軸向力。分油環位于圓柱滾子軸承外圈與四點角接觸球軸承外圈之間，通過輸入軸端蓋壓緊，其功能是保證軸承得到更充分潤滑，同時起到軸向定位作用。這種結構在軌道交通車輛的傳動齒輪箱中廣泛應用。

圖1 齒輪箱輸入軸系結構圖Fig.1 Structure diagram of gearbox input shaft system

2 轉向架齒輪箱分油環異常磨耗原因分析

2.1 宏觀檢測及尺寸檢查

宏觀檢測顯示：分油環兩側表面厚度明顯減薄且有明顯磨損痕跡，磨損量平均值為0.45 mm；兩側的形貌特征相同(見圖2)。圓柱滾子軸承、四點角接觸球軸承與分油環的接觸面存在一些白斑(見圖3)。

圖2 分油環Fig.2 Oil distribution ring

圖3 圓柱滾子軸承Fig.3 Cylindrical roller bearing

輸入軸系尺寸檢測顯示：分油環的實際磨損量與軸向間隙的增大量測量結果一致；四點角接觸球軸承軸向游隙為0.13 mm，屬于正常磨損。輸入軸系軸向竄動量檢測情況如表1所示。

表1 輸入軸系軸向竄動量檢測表Tab.1 Inspection of axial displacement of input shaft system

2.2 微觀檢測及成分分析

圖4為分油環減薄區表面SEM(掃描電子顯微鏡)低倍形貌。圖5分油環金相組織。

圖4 分油環減薄區表面SEM低倍形貌

圖5 分油環金相組織Fig.5 Metallographic structure of oil distribution ring

顯微鏡觀察和能譜儀(EDS)分析顯示：分油環的減薄表面呈均勻的脈狀波形痕跡，由大小不一的鱗片組成，每個鱗片具有光滑表面的滑移特征；軸承表面的白斑具有表面凸起的形貌特征，為分油環上的金屬材料所形成，白斑區域表面有擠壓及摩擦變形的特征。

金相顯觀察和化學成分檢測顯示：分油環金相組織為鐵素體和少量珠光體的退火組織，與國標中Q235A材料的特征相符合；軸承摩擦面金相組織為回火馬氏體，與國標中GCr15材料的特征相符合。

硬度檢測顯示：軸承外圈和分油環硬度符合要求。

2.3 分油環磨損原因

上述檢測結果表明：在高速軸系的運行過程中，分油環與軸承接觸面之間發生了粘著磨損，分油環表面凹穴內的金屬轉移到了與之接觸的軸承表面，導致分油環產生磨損減薄，同時在軸承表面形成金屬覆蓋物(即白斑)。

車輛運行過程中，其齒輪箱高速軸為啟動、制動頻繁交替的工況，對分油環端面產生交變壓應力。該軸系的分油環和軸承的端面設計壓緊量為0.03～0.05 mm，較小的壓緊量導致分油環和軸承之間產生相對滑動和沖擊，造成磨損。

3 轉向架齒輪箱輸入軸系裝配工藝驗證

通過試驗和分析，找出高速軸系裝配尺寸、密封膠膠膜厚度和各零件表面粗糙度對軸承與分油環之間裝配壓緊量的影響，然后制定合理的工藝要求，滿足軸承與分油環之間裝配的設計要求。

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3.1 裝配壓緊量

分別測量得到：箱體深度d=67.933 mm，分油環厚度t1=7.019 mm，圓柱滾子軸承厚度t2=27.982 mm，四點角接觸球軸承厚度t3=27.987 mm，悶蓋止口高度平均值h=4.950 mm。

則壓緊量Δ1=t1+t2+t3+h-d=0.005 mm。

根據實際測量數值計算的壓緊量與設計理論值一致。

3.2 密封膠膠膜厚度的測量

齒輪箱設計時，在箱體端面與壓蓋端面之間涂抹樂泰LOCTITE515進行密封。對正常裝配后固化的膠膜進行實物取樣測量，其平均厚度為0.01 mm。

3.3 粗糙度的分析

通過理論分析粗糙度對最終壓緊量的影響，圖紙中要求的粗糙度Ra為中心線平均粗糙度，與十點平均粗糙度Rz相對應。表面光潔度與Ra和Rz數值對照換算表見表2。根據過盈配合計算經驗，粗糙度對過盈的實際影響為1/(4Rz)。

表2 光潔度與Ra和Rz數值對照換算表

箱體端面粗糙度為3.2，分油環端面粗糙度(雙面)為1.6，端蓋端面粗糙度為3.2。經綜合評估，高速軸系中粗糙度對壓緊量的減少量為0.009 mm。

經綜合分析，膠膜厚度和零件表面粗糙度對壓緊量綜合影響累積最大為0.019 mm。為此，需在設計壓緊量的基礎上對裝配壓緊量增加工藝補償0.020 mm。

4 輸入軸端蓋壓緊量分析計算

齒輪箱輸入軸軸承分油環受力情況如圖6所示。其中：圓柱滾子軸承內圈可在軸向上自由滑動，僅在徑向起支撐作用；四點角接觸球軸承承受軸向力，不承受徑向力，起軸向限位作用。模型計算只考慮輸入軸系的軸向力及悶蓋的壓緊力，輸入軸軸向力包括斜齒輪工作分力、聯軸節附加軸向力和振動加速度的軸系慣性力。高速軸軸系徑向力由圓柱滾子軸承承擔，在本文的計算中不予考慮。

圖6 輸入軸軸承分油環受力分析

通過Solidedge軟件建立齒輪箱輸入軸3D分析模型(見圖7)。該分析模型包含下箱體、圓柱滾子軸承、分油環、四點角接觸球軸承及悶蓋。該模型計算分析采用的邊界條件為：各部件采用帶摩擦接觸連接；端蓋壓緊量在三維模型中實現；約束輸出軸承座端；在四點角接觸球軸承外圈加載軸向力，加速度載荷轉換為軸系慣性力加載于軸承坐上，軸承的摩擦力矩加載于軸承座上。各部件材料特性如表3所示。

圖7 輸入軸分析模型Fig.7 Input shaft analysis model

表3 輸入軸各部件材料特性Tab.3 Material characteristics of input shaft components

在考慮油潤滑的情況下，分油環與軸承之間的摩擦系數取0.1。根據三維模型計算的輸入軸的軸系質量為23.2 kg。

對于分析模型，僅計算軸承分油環的軸向力情況，所以在啟動工況和最大運行速度工況下，僅考慮軸系的軸向加速度；對于短路工況，不考慮振動加速度。根據技術規范軸向的振動加速度為±5g。不同壓緊量、不同載荷工況下分析模型的計算工況如表4所示。

表4 不同壓緊量、不同載荷工況下分析模型的計算工況Tab.4 Working conditions calculation of analysis model under different pressing amount and different load conditions

根據表5的計算工況得到如下計算結果：

1) 壓緊量為0.05 mm時，軸承分油環的最大壓應力小于材料的屈服強度，分油環與軸承之間無分離，安全裕度為1.93；分油環與軸承之間無滑移，安全裕度為1.25。

2) 壓緊量為0.2 mm時，軸承分油環的最大壓應力小于材料的屈服強度，分油環與軸承之間無分離，安全裕度為1.04；分油環與軸承之間無滑移，安全裕度為2.85。

綜上所述，該模型壓緊量在0.05 mm和0.20 mm時，分油環與軸承之間無分離、無滑移現象，分油環和悶蓋均無壓潰現象，滿足設計要求。

5 改進措施

1) 變更分油環材質為42CrMo，并采用氮化處理，提高分油環硬度。

2) 變更齒輪箱裝配圖紙，增加分油環軸向壓緊量技術要求0.12～0.20 mm。

對于新造齒輪箱，在裝配過程中，實配輸入軸端蓋止口尺寸實現0.12～0.20 mm的壓緊量；對于已裝車齒輪箱，通過更換新分油環實現0.12～0.20 mm的裝配壓緊量。

6 結語

地鐵車輛運行時，其轉向架齒輪箱的高速軸一直處于頻繁啟動、制動交替的工況，從而對分油環端面產生交變壓應力。在這種復雜工況下，分油環和軸承之間可能由于微量的相對滑動和沖擊產生磨損。本文分析的裝配軸承和分油環的端面設計壓緊量僅為0.03～0.05 mm，由于裝配和檢測精度的關系，較小的壓緊量很難保證高速軸系運行時軸承和分油環之間能夠保持足夠的壓緊力，從而導致了分油環異常磨耗問題的發生。通過科學的檢測分析，制定了合理的整改措施，有效地解決了該問題，后續未再出現同樣的故障。