關(guān)于襯套松動與銷軸磨損的關(guān)系及原因分析

文竹

摘 要：挖掘機(jī)工作裝置鉸點(diǎn)是挖掘機(jī)主要故障位置之一，文章從理論和實(shí)踐深入分析襯套松動與銷軸磨損的關(guān)系及原因，找出解決這一故障模式的方法。

關(guān)鍵詞：挖掘機(jī)；襯套；銷軸；間隙；油膜；過盈

中圖分類號：TD422.2 文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A 文章編號：1006-8937（2016）18-0112-01

本文基于6頓挖掘機(jī)斗桿前端襯套松動及銷軸磨損、連桿鏟斗連接銷軸磨損嚴(yán)重、動臂前端銷軸止動板脫落、與動臂連接的平臺銷軸孔磨成橢圓形等問題，對襯套松動與銷軸磨損的關(guān)系和原因進(jìn)行分析、探討。

1 機(jī)理分析

1.1 銷軸分析

銷軸的磨損歷程主要分為磨合階段、磨粒磨損階段和粘結(jié)磨損階段。第一階段：在銷軸襯套的磨合階段要適量添加潤滑脂，壓注量過多或過少均會對銷軸平衡粗糙度的建立產(chǎn)生影響，進(jìn)而影響銷軸的使用壽命；第二階段：挖掘機(jī)的工作環(huán)境多灰塵泥土，而挖掘機(jī)銷軸襯套的結(jié)構(gòu)形式簡單，軸向和徑向的間隙均比較大，沙石泥土等磨粒極易進(jìn)入銷軸銷孔的接觸區(qū)域，劃傷零件表面，形成磨粒磨損；第三階段：長時(shí)間的磨粒磨損后，淬硬層開始脫落，潤滑效果下降，長時(shí)間的重載引起較大的切向力，最終使吸附膜破裂，磨損后的新生表面直接接觸發(fā)生粘結(jié)現(xiàn)象，粘結(jié)磨損的出現(xiàn)標(biāo)志著銷軸壽命的結(jié)束。

挖掘機(jī)工作裝置上鉸點(diǎn)較多，工作時(shí)銷軸和襯套之間相對轉(zhuǎn)動且傳遞載荷大，銷軸和襯套間隙的合理選擇直接影響挖掘機(jī)工作的可靠性。若配合間隙過小，形成不了穩(wěn)定的潤滑油膜，造成軸和襯套之間直接接觸，引起發(fā)熱和磨損，甚至干磨、抱死和斷裂；若軸和襯套間隙過大，使軸和襯套間的接觸應(yīng)力增大，影響軸和襯套的使用壽命，像我們?nèi)菀桌斫獾凝X輪副嚙合齒面的接觸應(yīng)力失效。

1.2 襯套分析

襯套外徑的過盈量出現(xiàn)過大和過小的情況，若過盈量過大，則導(dǎo)致聯(lián)接件的結(jié)合壓力超過聯(lián)接件的材料屈服強(qiáng)度，以致聯(lián)接件發(fā)生塑性變形，失去聯(lián)接作用；若過盈量過小，則導(dǎo)致聯(lián)接件的結(jié)合力小于傳遞負(fù)荷，以致襯套直接松動并隨銷軸轉(zhuǎn)動。另外，襯套過盈裝配后必然會引起襯套內(nèi)孔的收縮，其縮小量過大會導(dǎo)致銷軸襯套間的間隙減少，進(jìn)而影響銷軸襯套間的穩(wěn)定潤滑油膜的形成。

1.3 相互關(guān)系分析

當(dāng)軸和襯套之間潤滑條件良好能夠形成油膜時(shí)，軸和襯套之間的摩擦因數(shù)為0.02～0.04；若由于間隙不夠或潤滑條件差等原因不能形成油膜時(shí)，軸和襯套之間的干摩擦因數(shù)可高達(dá)0.2。由于工作時(shí)軸和襯套的接觸應(yīng)力較高，在摩擦?xí)r產(chǎn)生的熱量會導(dǎo)致軸和套的溫度升高，使?jié)櫥趸?，覆蓋在襯套和軸表面的邊界膜則分解，兩表面的金屬直接接觸產(chǎn)生劇烈的摩擦、磨損。這個過程使襯套內(nèi)部溫度迅速升高，當(dāng)溫度高于 140 ℃時(shí)，潤滑脂迅速氧化，形成發(fā)熱-劇烈摩擦-發(fā)熱的惡性循環(huán)，直至軸和襯套完全抱死。當(dāng)軸和襯套之間的結(jié)合力大于襯套和焊接套之間的結(jié)合力時(shí)，襯套隨軸一起在焊接套中轉(zhuǎn)動，造成焊接套磨損。在軸和襯套因發(fā)熱抱死后，若襯套和焊接套之間的結(jié)合力矩大于銷軸端止動板提供的力矩時(shí)，則止動板被剪斷，對于動臂平臺聯(lián)接的鉸點(diǎn)位置，那么銷軸和動臂成為一體，銷軸在平臺的支座內(nèi)轉(zhuǎn)動，導(dǎo)致平臺支座銷軸孔磨損。引起故障各因素相互關(guān)系，如圖1所示。

2 計(jì)算步驟及方法

2.1 襯套外徑過盈量計(jì)算

襯套外徑過盈量計(jì)算考慮兩個條件，一個條件是過盈聯(lián)接要能傳遞負(fù)荷，用來計(jì)算襯套外徑的最小過盈量，另一個條件是過盈聯(lián)接件不能產(chǎn)生塑性變形，即襯套和焊接套都不能發(fā)生塑性變形，用來計(jì)算襯套外徑的最大過盈量。根據(jù)最大和最小過盈量來選取襯套外徑的過盈配合公差，進(jìn)而計(jì)算出襯套內(nèi)徑的縮小量，具體計(jì)算過程和方法請參照國標(biāo) GB/T 5371-2004 和《襯套外徑過盈量和銷軸間隙的計(jì)算》，襯套內(nèi)徑的縮小量也可直接通過結(jié)構(gòu)件有限元分析得出。

2.2 銷軸襯套配合間隙計(jì)算

第一步：初選銷軸襯套的配合公差，并確定銷軸襯套的機(jī)加工要求，然后可以求出鉸點(diǎn)形成穩(wěn)定油膜的最小間隙△min，理論估算公式為：

△min=hs+y12+Ra+Rb+△l +△d+△t

式中，hs為油膜厚度最小安全值；y12為軸在襯套長度內(nèi)的相對撓曲變形量；Ra為軸的表面粗糙度；Rb為襯套的表面粗糙度；△l為軸在襯套內(nèi)的直線度；△d為襯套內(nèi)圈的圓度；△t為銷軸襯套間隙因溫度升高而減小的數(shù)值。其中，油膜厚度最小安全值hs為：當(dāng)70≤d（銷徑）<90，hs=6×10-3 mm；當(dāng)90≤d<120，hs=8×10-3 mm軸的相對撓曲變形量y12需要對銷軸做撓度分析，可根據(jù)計(jì)算公式得出，也可結(jié)構(gòu)件有限元分析直接得出；△t的計(jì)算公式為：

△t=d×α×T

式中d為軸的直徑，T為溫升，α為鋼線膨脹系數(shù)，通常取

α=11×10-6 ℃

第二步：校核初選配合公差是否合格，校核條件有兩個，一個條件是襯套過盈裝配后實(shí)際形成的最小間隙△ymin，要求△ymin>△min，另一個條件是襯套過盈裝配后實(shí)際形成的最大間隙△ymax，不能使軸和襯套間的接觸應(yīng)力超過材料的許用接觸應(yīng)力，接觸應(yīng)力根據(jù)赫茲應(yīng)力計(jì)算公式得出。

2.3 銷軸與支座孔接觸應(yīng)力校核計(jì)算

銷軸和支座孔的配合公差確定后，需要對它們之間的接觸應(yīng)力進(jìn)行校核，其不能超過材料的許用接觸應(yīng)力。本環(huán)節(jié)主要針對與動臂連接的平臺銷軸孔磨成橢圓形的故障問題，同樣適合動臂前端銷軸孔的接觸應(yīng)力校核，具體計(jì)算過程和方法請參照《襯套外徑過盈量和銷軸間隙的計(jì)算》。

3 其他因素分析

除了上述和《襯套外徑過盈量和銷軸間隙的計(jì)算》模板里涉及到因素之外，銷軸磨損還有其他一些因素，如銷軸襯套的配合硬度及晶體組織分布，防塵圈的結(jié)構(gòu)、性能及裝配工藝，襯套內(nèi)圈油槽的結(jié)構(gòu)，潤滑油的類型，黃油出油孔位置的布置等。

4 結(jié) 語

以上是本人查閱相關(guān)國標(biāo)和技術(shù)文章后總結(jié)出來的一些認(rèn)知和總結(jié)，后續(xù)針對我司挖掘機(jī)工作裝置具體的鉸點(diǎn)位置和故障模式，根據(jù)相關(guān)理論進(jìn)行更加深入地分析、判斷，并采取治根的整改措施。

參考文獻(xiàn)：

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