鉸接機(jī)構(gòu)端蓋螺栓失效分析及解決方案

摘要：對(duì)鉸接機(jī)構(gòu)端蓋螺栓進(jìn)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(dǎo)致螺栓剪切斷裂的誘因，對(duì)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(wèn)題的突破口。初始擰緊力矩過(guò)大是導(dǎo)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(dāng)降低螺栓初始預(yù)緊力。

關(guān)鍵詞：鉸接機(jī)構(gòu);螺栓失效;VDI2230

1" "端蓋螺栓失效概況

鉸接車(chē)架分前機(jī)架和后機(jī)架，兩者之間一般采用上下兩個(gè)鉸接銷(xiāo)軸連接，其中一個(gè)銷(xiāo)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(gè)銷(xiāo)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(jī)在工作時(shí)，作業(yè)裝置的負(fù)載通過(guò)鉸接機(jī)構(gòu)從后機(jī)架傳遞到前機(jī)架，且作業(yè)負(fù)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(wèn)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(guān)系

VDI2230方法是德國(guó)工程師協(xié)會(huì)發(fā)布的計(jì)算校核螺栓連接的規(guī)范指南，此方法用在工程實(shí)踐中已被廣泛認(rèn)可及引用。本文利用VDI2230涉及的一些方法，對(duì)斷裂失效的螺栓進(jìn)行校核計(jì)算，以期找到螺栓失效的原因。

螺栓在預(yù)緊和承受外部載荷后，與被連接件的受力變形關(guān)系見(jiàn)圖2，其中橫軸為變形量（螺栓伸長(zhǎng)，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(yù)緊力矩與軸向力的關(guān)系

對(duì)于本文分析的螺栓連接，一般采用扭矩扳手控制預(yù)緊力。螺栓預(yù)緊力矩與軸向力的關(guān)系可按如下公式計(jì)算：

4" "螺栓承載情況分析

根據(jù)某型號(hào)平地機(jī)結(jié)構(gòu)受力分析，在額定工作載荷下，固定端鉸接銷(xiāo)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(yīng)該只承受軸向力，徑向載荷靠銷(xiāo)軸與軸孔間的擠壓以及端蓋與車(chē)架結(jié)合面的摩擦力承擔(dān)。但檢查發(fā)現(xiàn)，此處的螺栓的確出現(xiàn)了剪切斷裂。

進(jìn)一步分析發(fā)現(xiàn)，端蓋與車(chē)架結(jié)合面出現(xiàn)了徑向滑移。分析認(rèn)為，經(jīng)過(guò)長(zhǎng)期服役，銷(xiāo)軸孔在往復(fù)載荷作用下發(fā)生橢圓變形，加上銷(xiāo)軸與銷(xiāo)軸孔之間原有的配合間隙，銷(xiāo)軸在孔內(nèi)出現(xiàn)徑向竄動(dòng)，從而導(dǎo)致端蓋出現(xiàn)徑向滑移。因此校核時(shí)需按這種惡劣工況進(jìn)行分析。

此處螺栓為8個(gè)均布，可以看做平均承載，總載荷除以8看做單個(gè)螺栓載荷，軸向載荷F_A為12.5kN，橫向載荷F_Q為15.6kN。同時(shí)因溫度變化與表面粗糙度對(duì)預(yù)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(jí)），夾緊長(zhǎng)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(dāng)前擰緊力矩要求，螺栓最小擰緊力矩260N·m，利用式（4）可得對(duì)應(yīng)軸向力F_M=102.2kN。查相關(guān)資料，端蓋與車(chē)架結(jié)合面均為機(jī)加工表面，其摩擦系數(shù)約為0.13，可計(jì)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(yù)緊力或增加摩擦系數(shù)。但預(yù)緊力已是一個(gè)范圍值，102.2kN軸向力對(duì)應(yīng)722MPa應(yīng)力值，不可再增加，否則有擰斷風(fēng)險(xiǎn)。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(gè)行之有效的方法。

根據(jù)相關(guān)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(duì)應(yīng)工作狀態(tài)抗滑移安全系數(shù)S_G>2.84。此時(shí)仍有部分安全裕量，可用于適當(dāng)降低螺栓預(yù)緊力。根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)推薦，對(duì)于動(dòng)態(tài)承載螺栓，抗滑移安全系數(shù)推薦S_G>1.8，此時(shí)對(duì)應(yīng)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(dǎo)致螺栓連接出現(xiàn)橫向滑移，從而導(dǎo)致螺栓受剪切斷裂。在后續(xù)新設(shè)計(jì)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(wèn)題的突破口。另一方面，減小銷(xiāo)軸與銷(xiāo)軸孔之間配合間隙，可以減小微動(dòng)磨損，從而可以分擔(dān)螺栓橫向載荷，對(duì)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(jì)算出螺栓和被連接見(jiàn)柔度。按照當(dāng)前擰緊力矩要求，螺栓最大擰緊力矩320N·m，利用式（4）可得對(duì)應(yīng)軸向力F_M=125.8kN，對(duì)應(yīng)890MPa軸向拉應(yīng)力。此時(shí)螺栓還未受外部載荷作用，僅預(yù)緊狀態(tài)已經(jīng)非常接近螺栓材料的屈服強(qiáng)度。當(dāng)施加外部軸向載荷F_A后，螺栓已經(jīng)達(dá)到屈服極限900MPa，從而可能發(fā)生斷裂。

對(duì)此應(yīng)考慮適當(dāng)降低預(yù)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(guò)大是導(dǎo)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(yù)緊力，至190～300N·m。

參考文獻(xiàn)

[1] 陳羽，初長(zhǎng)祥，向上升.輪式裝載機(jī)車(chē)架鉸接結(jié)構(gòu)淺析[J].工程機(jī)械與維修，2020（3）：57-59。

[2] 郁錄平，楊長(zhǎng)征.裝載機(jī)機(jī)架鉸點(diǎn)的受力分析[J].建筑機(jī)械，2006"（9）：62-64.

[3] 德國(guó)工程師協(xié)會(huì).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(yīng)力的分析[J]內(nèi)燃機(jī)與配件，2018（24）：129-130.