生產實踐經驗告知，硬齒面減速機的高速軸很容易斷裂，國內外
減速機在使用中都有不少斷裂的案例。本文論述減速機高速軸很
容易斷裂6方面的原因 ：鍵槽和過盈配合的應力集中、減速機安
裝使用中的問題、軸上聯軸器徑向剛度的影響、軸上旋轉零部件
的不平衡和質量重力的影響。在此分析的基礎上，提出預防軸斷
裂的7項改進措施。

斷裂軸宏觀斷口的特征：

1）斷口是疲勞斷口，軸是疲勞斷裂。

2）軸的斷裂部位大部分正好位于聯軸器與軸過盈配合的邊緣處。

3）最早的疲勞裂紋大都發生在平鍵鍵槽尖角處，或過渡圓角處。

4）軸的斷口垂直于軸的軸線，基本上是一種高強度鋼彎曲扭轉型
斷口。

在正常的情況下，減速機高速軸通常僅承受轉矩作用。對以往多
次斷軸案例進行疲勞強度計算結果表明，疲勞強度安全系數通常
可達2以上，高速軸應該是安全的，軸不可能斷裂。經檢查軸的材
料、熱處理質量也都符合技術要求。但是，高速軸還是經常斷
裂，可以說是減速機的多發病了！

2. 高速軸容易斷裂的主要原因

減速機高速軸為什么容易斷裂？經過全面排查后得知其主要原因
如下：

原因之一：鍵槽的應力集中

觀察很多帶鍵槽的斷軸斷口（圖6為一例），可以看到最早的疲勞
裂紋往往發生在平鍵鍵槽尖角處，很明顯鍵槽的應力集中和軸的
截面面積減小影響了軸的強度。特別是鍵槽底部的圓角r(圖6)對
應力集中的影響很大。圖中所示是某礦用減速機高速軸的鍵槽,鍵
槽底部的圓角r就很小，加大了鍵槽的應力集中。軸受純扭轉時，
鍵槽和配合邊緣處的有效應力集中系數Kτ見圖7[1]所示。當軸的
抗拉強度Rm=900MPa時，鍵槽的有效應力集中系數Kτ=2。因此鍵
槽對軸的削弱是很大的。

原因之二：聯軸器同軸的過盈配合

在圖1中可以看到，軸斷裂部位正好是聯軸器同軸過盈配合的邊緣
處，過盈配合對軸的強度影響很大。從圖7可見：過盈配合H7/r6
的應力集中系數可達2.2以上；過盈配合H7/k6的應力集中系數約
為1.77；高速軸常用的過盈配合H7/m6的應力集中系數不會小于
1.8。因此，高速軸就容易在聯軸器與軸過盈配合邊緣處斷裂了。
值得注意的是，以上原因之一（鍵槽應力集中）和原因之二（過
盈連接應力集中）雖然對高速軸的強度有影響，但是兩者在軸的
強度設計和安全系數計算中都已經計及的因素，因此可以肯定，
兩者都不是造成軸容易斷裂的決定性原因。真正造成高速軸斷裂
多發病的是以下幾個人們不注意的原因。

原因之三：減速機的安裝、使用方面的問題

硬齒面減速機設計中的一個老大難問題是電動機和減速機軸直徑
嚴重不匹配，減速機軸比電動機軸要細很多。通常，減速機軸直
徑d2是電動機軸d1的3/4～1/2左右，如圖9所示。如果電動機軸和
減速機軸同軸度很差，就會在聯軸器上產生附加徑向力F。由于電
動機與減速機的軸徑不同（d1、d2），造成兩者抗彎截面模數不
同（抗彎截面模數同直徑 d3成正比），聯軸器產生的附加徑向力
F對兩軸的危險斷面的附加彎矩（應力）也不同[1]。舉例說明如
下（尺寸見圖9）：

軸危險截面的彎曲應力：

電動機軸 σ1=Fl1/0.1d13 ; 減速機軸 σ2=Fl2/0.1d23

當l1≈ l2時（見圖9），兩應力比值為 σ2/σ1= d13/ d23。

如果取d2=1 , d1=2, 則 σ2/σ1 =8，應力差別巨大。

減速機斷軸計算實例:

已知：某減速機高速軸斷裂，其直徑d2=60mm , 電機軸直徑
d1=90mm,

則 σ2/σ1 =d13/d23=903/603=3.375。

因此，斷裂的始終是減速機軸。

附加徑向力F的大小，取決于電動機和減速機兩軸的同軸度。此同
軸度對硬齒面齒輪減速機軸的損傷非常敏感。在《機械設計手
冊》中，對于彈性聯軸器通常規定減速機的安裝不同軸的徑向位
移Δy不得大于0.2～0.3mm。這對于軟齒面減速機可能是合適的，
而對硬齒面減速機可能就偏大了。而大多數現場安裝、使用人員
并不重視此不同軸度，認為使用彈性聯軸器可以自動補償誤差，
這是嚴重的誤判。上述計算表明：由于減速機軸比電動機軸要小
得多，因此減速機軸上的彎曲應力要比電動機軸大很多，減速機
軸發生斷裂就是必然了。

原因之四：軸上聯軸器的徑向剛度

所謂聯軸器的徑向剛度是指彈性聯軸器的兩半聯軸器的兩軸，產
生每單位徑向位移Δy需要的徑向力。徑向剛度越大，產生徑向位
移的徑向力越大，對連接軸強度不良影響就越大。非金屬彈性元
件撓性聯軸器，如彈性套圈柱銷聯軸器、梅花形彈性塊聯軸器、
輪胎式聯軸器等，其徑向剛度就較小，但是其徑向剛度還是有差
別。

某些制造質量很差的聯軸器，其徑向剛度很大，當兩軸不對中有
徑向位移時，軸上的附加徑向力就很大，嚴重影響軸的強度。圖
10所示的蛇形彈簧聯軸器就是一例。半聯軸器上的矩形直線齒廓
就很不利于徑向位移的調整。