履带式液压挖掘机驱动轮连接螺柱断裂分析.pdf

履带式液压挖掘机驱动轮连接螵柱断裂分析 王正华， 刘永杰 ， 王渠， 丁跃进 徐州徐工挖掘机械有限公司 摘要 O F 绍履带式液压挖掘机驱动轮连接螺栓断裂的原因， 其中包括螺栓强度过高、 螺栓 强度不足 、 螺栓安装面倾斜、 螺栓安装面刚性不足等， 对螺栓拧紧力矩进行理论计算和分析， 给 出拧紧力矩的具体数值 ， 经市场验证表明， 分析正确， 效果良好。 关键词 液压挖掘机； 驱动轮； 螺栓断裂 在履带式液压挖掘机的使用过程中， 会出现各 种各样的故障， 包括电气故障、 液压系统故障和机 械故障等。其中， 驱动轮连接螺栓断裂是经常遇到 的机械故障。 1 螺栓断裂的可能原因 1 ． 1 螺栓的拧紧力矩 螺栓的拧紧力矩是 由拧 紧螺栓时预 紧力 引起 的表面摩擦力决定的， 当拧紧力矩过小时， 就会出 现因螺栓预紧力不足导致摩擦力不足 ， 这时驱动轮 与减速器的接合面间的摩擦力矩就会无法平衡减 速器的旋转力矩，而导致其中一根螺栓被剪断， 紧 接着其它螺栓也会被剪断； 当拧紧力矩过大， 超过 螺栓的屈服极限时， 这时螺栓会因塑性拉长而失去 弹性， 同样也会出现因螺栓预紧力不足而导致螺栓 被剪断。 1 ． 2 螺栓强度过高 硬度高 的螺栓因为强度过高不会被拉伸 ， 但也 会出现因螺栓预紧力不足而导致螺栓被剪断。高硬 度螺栓 一般指 1 2 ． 9级 如果没有实施恰 当的去除 脆性处理的话， 螺栓很容易出现早期损坏。据统计， 由于螺栓强度过高导致的断裂损坏在实际工作中 最多。 1 ． 3 螺栓强度 硬度 不足 当使用正常的拧紧力矩拧紧螺栓时， 螺栓会因 强度不足而被拉伸 ， 产生塑性变形 ， 这时螺栓的预 紧力过小而无法满足使用要求 ， 螺栓也会因预紧力 不足而相继被剪断 。 一 36 1 ． 4 螺栓安装面倾斜 、 不平坦 从表面上看拧紧力矩已到规定值， 但是螺栓头 部由于弯曲力效应导致应力集中到头部， 这时就会 出现螺栓头部断裂的情况。 1 ． 5 安装面的刚性不足 如果安装面的刚性不足 ，外力不能均匀分布 在单个螺栓上 ，造成外力集中到某个特定的螺栓 上， 从而导致其断裂。最初的一个螺栓断裂后 ， 高 应力循环作用到下一个螺栓上，将连锁地依次断 裂下去 。 从以上几点分析可见， 轴向力的降低是导致螺 栓断裂的主要原因。 2 螺栓断裂分析 某 2 0 t 级履带式液压挖掘机 驱动轮连接螺栓 出现频繁断裂 ， 如图 1 所示 ， 图中螺栓 断 口比较粗 糙且有 凹坑 。经过分析 ， 确定是材料拉伸变形后剪 切断裂所致 ， 初步判断螺栓 断裂是因为拧紧力矩过 图 1 断裂的螺栓 学兔兔 w w w .x u e t u t u .c o m 大， 超过了材料的屈服极限， 造成螺栓产生永久变 形 ， 螺栓因塑性拉长而失去弹性 ， 最终导致断裂。 3 螺栓拧紧力矩理论计算 行走马达与驱动轮通过普 通螺栓组连接并 承 受旋转力矩 ， 其工作原理是拧紧螺栓后 ， 靠接合面 间的摩擦力矩来平衡旋转力矩 ，假设各螺栓所受 预紧力相等， 并集中在螺栓中心处。 各螺栓所受预紧力为 1 nr 式中 厂一 考虑摩擦因数的不稳定而引入的可靠 性系数 ， 可取 1 ． 2 ～ 1 ． 5 ； 卜螺栓组所受 的驱动力矩 ， N m； t 驱动轮与行走马达接触面之间的摩擦 因数， 取值如表 1 所示； n 螺栓数量 ； r 一螺栓分布半径， m m。 表 1 预紧连接结合面的摩擦因数 值 被连接件 钢或铸铁件 钢结构件 表 面 状 态 干 燥 的 加 工 表 面 l 有 油 的 加 工 表 面 f l 喷 砂 处 理I 涂 敷 锌 漆l 轧 制 、 钢 刷 清 理 表 面 值 0 ． I O ～ 0 ．1 6 l 0 ．0 6 ～ 0 ． I O 0 ．4 5 ～ 0 ．5 5 l 0 ．4 0 0 ．5 0 l 0 ．3 0 0 ．3 5 『 l 预紧力的大小需根据螺栓组受力 的大小和连 接的工作要求决定。设计时首先要保证所需的预紧 力， 又不应使连接结构的尺寸过大。一般规定拧紧 后螺纹连接件 的预紧应力不 得超过其材料屈服极 限 的 8 0 ％， 对于一般连接用钢制螺栓 ， 推荐预紧 力 按下式计算 碳素钢螺栓 0 ． 6 0 ． 7 o - e l 合金钢螺栓 O ． 5 ～ 0 ．6 0 - ,4 式中 _一螺栓材料的屈服极限， M P a ； A _一螺栓公称应力的截面积， m m 2 A s-- -} 华 d 3 等 式 中 d ， 外螺纹内径 ， mm； d 1 外螺纹 中径 ， m m； 螺纹的计算直径 ， mm； 螺纹的原始三角形高度， h ￡ ， m m； t 螺距 ， m m。 单个螺栓所需摩擦力为 F 2 单个螺栓所需拧紧力矩为 T o 1 ． 2 F d 3 式 中 1 螺纹当量摩擦因数 ； d 螺栓外径 ， mm。 对于某 2 0 t 级履带式液压挖掘机 行走减速器输出转矩 T -- 3 4 ．3 k N m 3 4 3 0 0 N m 螺栓直径 d 1 6 m m， 螺栓等级 1 0 ．9 螺栓数量 n 2 2 螺栓分布半径 r 2 2 0 mm 螺距 t 2 mm 原始三角形高度 1 ． 7 3 2 mm 外螺纹内径 d l d - 2 x 5 x h 1 3 ．8 3 5 mm 外 螺 纹 中 径 d 2 d 一 2 x }x h 1 4 ．7 0 1 m m 螺纹的计算直径 d 3 d 一 1 3 ．5 4 6 m m 螺 纹 的 公 称 应 力 截 面 积 A } 1 5 6． 6 68 mm 1 0 ． 9级螺栓 的理论屈服点 为 9 0 0 MP a 推荐预紧力 F l 0 ．6 o d l s 8 ．4 6 X 1 0 4 N 取 F1 ． 5 ， ／ x 0 ． 1 6 代入式 1 计算可得 ， 单个螺栓所受预紧力 6 6438 ． 5 33 N 单个螺栓所需摩擦力为 F m z F 0 ． 1 6 X 6 6 4 3 8 ．5 3 3 l 0 6 3 0N 对于达克罗处理的螺栓，其螺纹当量摩擦因数 为 0 ． 1 5 ～ 0 ． 2 ， 取 0 ． 1 6 0 ． 1 6 0 ． 1 6 0 ． 1 6 单个螺栓所需拧紧力矩为 T o 1 ． 2 F d 1 ． 2 5 x 0 ． 1 6 x6 6 4 38 ． 5 33 x0 ． 01 6 21 2． 6 N m 单 所 能殍爱髓曝 I了 矩 -为 _ l 2 5 d 一 3 7 学兔兔 w w w .x u e t u t u .c o m 2 7 0． 7 23 N m 某 2 0 t 级履带式液压挖掘机驱动轮螺栓所施 加的拧紧力矩为 3 1 0 N m，大于单个螺栓所能承受 的最大拧紧力矩， 因此所施加的拧紧力矩过大， 这是 造成螺栓断裂的主要原因。 4 结论 通过 以上分析可见 ， 螺栓断裂 的主要原 因是拧 紧力矩过大 ， 导致螺栓永久性拉长而失去弹性 ， 最终 造成断裂 ， 因此可以通过采取降低拧紧力矩的方法 进行验证。 为了保证驱动轮螺栓所需拧紧力矩 2 1 2 ． 6 N m， 同时又不能超过螺栓所能承受 的最大拧 紧力矩 ， 最 终将拧紧力矩定为 2 5 5 N m。 经过近丽年的市场验证 ， 至今无一台 2 0 t 级履 带式液压挖掘机再次出现驱动轮螺栓断裂现象。 参考文献 [ 1 ]成大先． 机械设计手册 第 2卷[ M ] ． 北京 化学工业出版 社 ， 2 0 0 7 ． [ 2 ]刘鸿文． 材料力 M ] ． 北京 高等教育出版社， 1 9 9 2 ． 【 3 ]邱宣怀． 机械设计[ M ] ． 北京 高等教育出版社， 1 9 9 7 ． 通 信地址 江苏省徐州市 2 2 1 0 0 0 徐 州徐工挖掘机有 限公 司 收稿 日 期 2 0 1 2 0 8 2 1 F ME A在工程机械系统可靠性设计中韵应用 沈政， 牛从民， 邓连喜 三一汽车起重机械有限公司研究本院 摘要 故障模式及影响分析方法 F ME A 已经广泛应用于航空、 航天、 汽车工业中。目前我国工 程机械产品普遍存在可靠性不高、 维护困难的问题 ， 与国际行业标杆产品存在很大差距。以汽车起重 机单缸插销系统为例， 利用 F M E A方法对其进行系统可靠性分析 ， 并结合分析结果进行设计改善以提 高系统可靠性 ， 效果令人满意。该方法值得在工程机械产品开发中推广应用。 关键词 F ME A； 单缸插销； 系统可靠性； 工程机械 故 障模式及 影响分析方 法 F a i l u r e Mo d e a n d E ff e c t s A n a l y s i s ， 简称“ F ME A” 是一种“ 自下而上” 的 定性分析方法，是一种行之有效的系统分析方法。 该方法在航空【” 、 航天[2 - 31 、 船舶 、 轨道交通嘲 、 汽车 工业口 中已经被广泛认可和普遍采用。 相应的国际 标准如 I E C 一 6 0 8 1 2 ， Q S 9 0 0 0被汽车行业采用 ， 我国 也有一些相关标准如 G B 7 8 2 6 8 7 、 G J B 1 3 9 1 9 2 。 随 着时代发展和科技的进步， 用户对可靠性的需求逐 渐提高，如美国汽车工业行动集团 A I A G 在 Q s 9 0 0 0中将该方法列为汽车工业强制标准 ， 我国汽车 行业也逐步引用并采纳此项标准。美国工程机械行 业的一些著名企业， 如卡特彼勒、 凯斯 、 纽荷兰等， 早 在十 多年前 已经开始 在 开发设 计 中引入 设计 F M E A D F M E A ，并且在生产 中逐渐引入过程 F M E A P F M E A 。在产品设计阶段运用 D F M E A， 以 便能够有效发现系统薄弱环节 ，减轻后续改善工 作， 提高产品可靠性。 工程机械逐渐趋 向智能化 ， 机 、 电、 液一体化程 度越来越高， 其复杂性客观上导致了可靠性提升的 困难。中国制造 的工程机械正在走 向世界 ， 产品可 靠性将会成为未来企业产品的核心竞争力， 加大可 靠性投人迫在眉睫【9 】。 有资料显示 ， 我国工程机械产 品 1 0 0 0 h可靠性试验和“ 三包” 期内的平均无故障 工作时间 M T B F为 1 5 0 ～ 3 0 0 h ，而国际水平为5 0 0 ～ 8 0 0 h 。如果不采用进口 发动机， 我国产品的大修期 寿命只有 4 0 0 0 5 0 0 0 h ， 而国际水平达到8 0 0 0 1 0 o o o h 。可见， 可靠性低和大修寿命时间短是我国 工程机械缺乏竞争力的主要问题 “ 】。目前国内工 程机械行业中F M E A鲜见采用， 设计 F M E A使用更 少。掌握该方法在工程机械中的应用， 保证其有效 性是我国工程机械产品开发中需要认真思考的一 个问题。本文简要介绍分析 F M E A的实施方法， 并 针对汽车起重机单缸插销系统， 采用 F M E A方法对 其进行系统可靠性分析。 作者简介 沈政 1 9 8 2 一 男， 湖北孝昌人， 硕士， 工程师， 研究方向 系统可靠性分析及设计。 一 3 8 学兔兔 w w w .x u e t u t u .c o m