某NGW型减速器行星轮支撑轴承承载能力扩容设计

（上海船舶设备研究所，上海 200031）

0 引言

NGW 型齿轮传动采用数个行星齿轮同时传递载荷，使功率分流并合理地使用了内啮合，因此，具有结构紧凑、功重比大、传动效率高等一系列优点，其在冶金、航空、船舶等动力设备上得到了广泛的应用[1-2]。行星齿轮箱由于传动结构复杂，设计难度较大，特别是高速 NGW 型行星齿轮传动装置，在多行星轮均载结构设计、行星轮支撑结构设计等方面具有较严格的设计要求，其中，行星轮支撑结构设计的合理性直接关系到该类传动装置能否安全运行[3-4]。本文针对某NGW型齿轮箱的功率扩容要求，对其行星轮支撑轴承进行结构调整及复核计算，使该齿轮箱的传递功率实现有效扩容。

本文中的NGW型齿轮箱原理简图如图1所示，其中，行星轮支撑轴承结构如图2所示。可以看出：该动压滑动轴承中，外表面浇注了巴氏合金层的行星轴与行星轮内孔表面之间形成动压润滑油膜，从而达到润滑的目的。该类滑动轴承不同于一般圆瓦滑动轴承，由于行星架高速旋转，行星轮产生的离心力与齿轮传动的啮合力共同作用，使行星轮支撑轴承承受较大负荷。

图1 某NGW型齿轮箱结构示意图

图2 行星轮支撑轴承结构简图

按照原设计，该齿轮箱在额定功率下行星轮支撑轴承比压p为4.2 MPa。根据同类产品设计经验以及齿轮手册上的推荐值[5]，该处比压许用值一般取3 MPa～4 MPa，最大为Pmax=4.5 MPa。因此，该齿轮箱在原设计时就存在比压略偏大的情况，但根据试验验证情况，其在当前额定功率下振动、温升等各项指标均正常，减速器运行状态良好。

1 齿轮箱功率扩容说明

根据该齿轮箱后续应用需求，要求其应具有原额定工况下 30%的长期稳定运行能力提升，即需要将该齿轮箱的额定运行功率提高 30%。按照此要求，需对齿轮箱进行以下几个方面的承载能力核算：1）齿面接触疲劳强度核算；2）齿根弯曲疲劳强度核算；3）各承载结构件及联轴器的强度核算；4）行星轮均载浮动组件的综合变形影响分析；5）行星轮支撑轴承的承载能力核算。

根据初步核算，在齿轮箱额定功率扩容到原来的130%后，其齿轮强度、结构件强度以及均载结构均能满足扩容要求，但其行星轮支撑轴承的比压值p将到达4.53 MPa，超过了最大比压4.5 MPa的控制上限值。

为了保证行星轮支撑轴承的安全稳定运行，并使其具有足够的疲劳寿命，需对行星轮支撑轴承结构进行相应的调整，以满足齿轮箱功率扩容的要求。

2 行星轮支撑轴承结构调整

根据扩容要求以及齿轮箱原本结构尺寸，拟通过调整行星轮支撑轴外径和长度，使轴承载荷投影面积增大，从而降低行星轮轴承比压。轴承比压p的计算方法如式（1）所示。

式中：Fw为作用在行星轴上的总径向力，N；D为轴承直径，mm；L为轴承长度，mm。

从式（1）可以看出：轴承直径D与轴承长度L均对比压值p有影响，当轴承直径D增大时，由于行星轮内孔需相应增大而使行星轮质量减小，从而减小了由行星轮质量所产生的离心力，作用在行星轴上的总径向力Fw同时也在减小。轴承直径D与轴承长度L这两个参数的变化对轴承比压的影响曲线如图3所示。由图3可以看出：增加轴承直径D对降低轴承比压有较明显的效果，所以本次扩容改造将通过行星轴直径的增大来实现。

图3 行星轮内孔直径D、长度L对轴承比压的影响对比

调整行星轴直径的尺寸时，考虑到行星轮轮缘强度裕度以及其他传动结构件对行星轴安装尺寸的限制，初步确定将行星轴直径D由原来的150 mm增加为155 mm。从图3中虚线对应的坐标点可以看出：轴承外径增加后，其对应的轴承比压值约为4.2 MPa，基本满足功率扩容后行星轮支撑轴承比压常规计算的要求值。

3 行星轮支撑轴承结构有限元校核

虽然在调整行星轴外径后，使该减速器在功率扩容30%的工况下，轴承比压仍控制在4.2 MPa，不大于4.5 MPa的最大比压推荐值，但鉴于该处设计质量的重要性，还需从结构调整后的油膜压力分布、最小油膜厚度以及行星轴在总径向力作用的挠度变形等方面对其进行进一步细化计算以及结构优化。

3.1 轴承油膜压力分布及最小油膜厚度等参数细化分析

计算调整轴承结构参数及功率扩容后的载荷值，使用专用轴承计算软件对该处轴承的油膜压力分布情况以及油膜厚度进行计算，计算结果如图5所示。功率扩容后，行星轮支撑轴承在额定工况下的主要特征参数如如表1所示。

图4 轴承油膜压力分布图

表1 行星轮支撑轴承各主要承载参数表

从表 1可以看出：行星轮支撑轴承平均比压、偏心率、局部最大比压值以及温升等参数均在合理区间内。至于最小油膜厚度值是否合理，需对行星轴的挠度变形进行计算后进行界定。

3.2 行星轴挠度变形分析

为了确定行星轴在齿轮啮合力以及行星轮离心力作用下的变形量，使用有限元软件对其进行分析计算，有限元计算中采用梁单元进行分析，约束行星轴两端轴头与其他结构件的安装部位，载荷均匀分布在其他各节点上，计算用有限元模型如图5所示，计算得到的行星轴变形云图如图6所示。从图6可以看出：行星轴的最大变形约为0.0116 mm，位于行星轴的中间部位。

图5 行星轴有限元计算模型

图6 行星轴变形云图

3.3 行星轮支撑轴承最小油膜厚度校核

根据行星轮支撑轴承最小油膜厚度计算以及行星轴弯曲变形计算要求，结合行星轮内孔以及行星轴表面的粗糙度要求，认为该轴承的最小油膜厚度应为

式中：RZc为行星轮内孔表面粗糙度；RZo为行星轴表面粗糙度；yo为额定载荷下行星轴挠度。

轴承油膜的安全系数为

式中：[k]为轴承油膜最小安全系统，一般取1.1。按式（3）计算，其安全系数到达 3.2，远大于一般的要求值1.1。

4 行星轴运行后的拆检情况

调整该行星轴的结构后，开始进行齿轮箱试车，按要求进行 8小时满载运行及相应的超载运行。运行过程中，齿轮箱运行平稳，温升正常，各项指标均满足性能要求。运行后，对齿轮箱进行拆检，拆检后的行星轴巴氏合金表面状况良好。行星轴出厂试验后的拆检实物如图7所示。

图7 行星轴出厂试验后的拆检情况

5 结论

本文根据某齿轮箱的功率扩容要求，对行星轮支撑轴承进行结构调整，通过加大轴承直径，有效降低了轴承比压。同时，对该轴承的油膜压力分布、油膜厚度等进行了详细的校核计算。在各项设计指标均满足设计要求的情况下，进行了实物运行验证和拆检检查，结果显示：结构调整后的行星轴状态良好，满足对该齿轮箱功率扩容后的运行要求。

[1] 祁燔, 刘雪东, 杜明星, 等. NGW行星齿轮减速器动力学仿真与行星架减量化设计[J]. 制造业自动化, 2015, 37(12): 99-101.

[2] 朱富贵, 周敏, 陈定方. 二级 NGW 型行星齿轮传动优化设计方法[J]. 湖北工业大学学报, 2014,29(4): 59-61.

[3] 洪雷, 李学明, 王进戈. 多级 NGW 型行星齿轮传动的设计[J]. 机械传动, 2011, 35(12): 52-55.

[4] 陈万东. 对 NGW 行星齿轮传动机构的若干研究[J]. 上海机床, 2000(3): 37-39.

[5] 郁明山. 齿轮手册[M]. 北京: 机械工业出版社,2000.