鉸接機構(gòu)端蓋螺栓失效分析及解決方案

摘要：對鉸接機構(gòu)端蓋螺栓進行校核，分析螺栓出現(xiàn)失效原因。研究結(jié)果表明：結(jié)合面摩擦力不足是導致螺栓剪切斷裂的誘因，對此可考慮增大螺栓規(guī)格或增加螺栓數(shù)量。在現(xiàn)有結(jié)構(gòu)限制條件下，增大結(jié)合面摩擦系數(shù)，是解決這一問題的突破口。初始擰緊力矩過大是導致螺栓出現(xiàn)軸向斷裂的主要原因，為了避免出現(xiàn)軸向斷裂，需適當降低螺栓初始預緊力。

關鍵詞：鉸接機構(gòu);螺栓失效;VDI2230

1" "端蓋螺栓失效概況

鉸接車架分前機架和后機架，兩者之間一般采用上下兩個鉸接銷軸連接，其中一個銷軸采用軸向固定，既可傳遞徑向載荷，又可傳遞軸向載荷，稱之為固定端。另一個銷軸軸向自由，只傳遞徑向力不傳遞軸向力，稱之為自由端。固定端鉸接結(jié)構(gòu)如圖1所示。

整機在工作時，作業(yè)裝置的負載通過鉸接機構(gòu)從后機架傳遞到前機架，且作業(yè)負載是變化的。而固定端因既傳遞軸向載荷，又傳遞徑向（前后推力）載荷，受力情況更加惡劣。根據(jù)使用反饋，上端蓋螺栓經(jīng)常出現(xiàn)斷裂失效問題。失效形式為拉伸斷裂和剪切斷裂兩種。

2" "螺栓與被連接件受力變形關系

VDI2230方法是德國工程師協(xié)會發(fā)布的計算校核螺栓連接的規(guī)范指南，此方法用在工程實踐中已被廣泛認可及引用。本文利用VDI2230涉及的一些方法，對斷裂失效的螺栓進行校核計算，以期找到螺栓失效的原因。

螺栓在預緊和承受外部載荷后，與被連接件的受力變形關系見圖2，其中橫軸為變形量（螺栓伸長，被連接件壓縮），縱軸為軸向受力（螺栓為拉力，被連接件為壓力）。S線為螺栓受力變形曲線，P線為被連接件變形曲線。

3" "預緊力矩與軸向力的關系

對于本文分析的螺栓連接，一般采用扭矩扳手控制預緊力。螺栓預緊力矩與軸向力的關系可按如下公式計算：

4" "螺栓承載情況分析

根據(jù)某型號平地機結(jié)構(gòu)受力分析，在額定工作載荷下，固定端鉸接銷軸承受軸向力P_軸為100kN，承受軸向力P_徑為125kN。正常情況下螺栓應該只承受軸向力，徑向載荷靠銷軸與軸孔間的擠壓以及端蓋與車架結(jié)合面的摩擦力承擔。但檢查發(fā)現(xiàn)，此處的螺栓的確出現(xiàn)了剪切斷裂。

進一步分析發(fā)現(xiàn)，端蓋與車架結(jié)合面出現(xiàn)了徑向滑移。分析認為，經(jīng)過長期服役，銷軸孔在往復載荷作用下發(fā)生橢圓變形，加上銷軸與銷軸孔之間原有的配合間隙，銷軸在孔內(nèi)出現(xiàn)徑向竄動，從而導致端蓋出現(xiàn)徑向滑移。因此校核時需按這種惡劣工況進行分析。

此處螺栓為8個均布，可以看做平均承載，總載荷除以8看做單個螺栓載荷，軸向載荷F_A為12.5kN，橫向載荷F_Q為15.6kN。同時因溫度變化與表面粗糙度對預緊力變化影響較小，暫不考慮兩者的影響。螺栓規(guī)格為M16×40（10.9級），夾緊長度L_k為15mm;端蓋軸孔徑D₁為75mm，分布圓直徑D₂為150mm，端蓋外直徑D₃為225mm。

螺栓出現(xiàn)剪切斷裂，主要考慮螺栓連接出現(xiàn)橫向滑移。按照當前擰緊力矩要求，螺栓最小擰緊力矩260N·m，利用式（4）可得對應軸向力F_M=102.2kN。查相關資料，端蓋與車架結(jié)合面均為機加工表面，其摩擦系數(shù)約為0.13，可計算出工作狀態(tài)抗滑移安全系數(shù)S_G=0.37。

如果增大此安全系數(shù)，需增大預緊力或增加摩擦系數(shù)。但預緊力已是一個范圍值，102.2kN軸向力對應722MPa應力值，不可再增加，否則有擰斷風險。為了抵抗最大橫向載荷，可增大螺栓規(guī)格或增加螺栓數(shù)量，亦或增大結(jié)合面摩擦系數(shù)。在現(xiàn)有結(jié)構(gòu)限制條件下，增大摩擦系數(shù)是一個行之有效的方法。

根據(jù)相關資料可知，結(jié)合面涂抹密封膠可使摩擦系數(shù)增大至1.0以上，對應工作狀態(tài)抗滑移安全系數(shù)S_G>2.84。此時仍有部分安全裕量，可用于適當降低螺栓預緊力。根據(jù)標準推薦，對于動態(tài)承載螺栓，抗滑移安全系數(shù)推薦S_G>1.8，此時對應的擰緊力矩為190N·m，即為了防止橫向滑移，螺栓擰緊力矩不能小于190N·m。

5" "解決方案

綜上分析，結(jié)合面摩擦力不足導致螺栓連接出現(xiàn)橫向滑移，從而導致螺栓受剪切斷裂。在后續(xù)新設計中，可考慮增大螺栓規(guī)格或增加螺栓數(shù)量。在現(xiàn)有結(jié)構(gòu)限制條件下，增大結(jié)合面摩擦系數(shù)，是解決這一問題的突破口。另一方面，減小銷軸與銷軸孔之間配合間隙，可以減小微動磨損，從而可以分擔螺栓橫向載荷，對防止螺栓失效也是有利的。

螺栓出現(xiàn)拉伸斷裂，主要考慮螺栓連接出現(xiàn)軸向屈服。根據(jù)式（2）和式（3）可計算出螺栓和被連接見柔度。按照當前擰緊力矩要求，螺栓最大擰緊力矩320N·m，利用式（4）可得對應軸向力F_M=125.8kN，對應890MPa軸向拉應力。此時螺栓還未受外部載荷作用，僅預緊狀態(tài)已經(jīng)非常接近螺栓材料的屈服強度。當施加外部軸向載荷F_A后，螺栓已經(jīng)達到屈服極限900MPa，從而可能發(fā)生斷裂。

對此應考慮適當降低預緊力。為使工作狀態(tài)抗屈服安全系數(shù)S_F≥1.0，擰緊力矩不得大于320N·m。綜上分析，初始擰緊力矩過大是導致螺栓出現(xiàn)軸向拉斷的主要原因。為了避免出現(xiàn)軸向斷裂，需降低螺栓初始預緊力，至190～300N·m。

參考文獻

[1] 陳羽，初長祥，向上升.輪式裝載機車架鉸接結(jié)構(gòu)淺析[J].工程機械與維修，2020（3）：57-59。

[2] 郁錄平，楊長征.裝載機機架鉸點的受力分析[J].建筑機械，2006"（9）：62-64.

[3] 德國工程師協(xié)會.VDI 2230-1-2003 Systematic calculation of highduty bolted joints joints with one cylindrical bolt [Z].2003.2.

[4] 孫莉棟.CAT24M中央鉸接的接觸應力的分析[J]內(nèi)燃機與配件，2018（24）：129-130.