摘要： 某设备的传动盘有一处螺栓发生断裂,通过宏观观察、金相检验、扫描电镜分析、化学成分 分析、硬度测试、装配工艺和结构分析等方法,对螺栓断裂原因进行分析。 分析结果表明,传动盘螺栓失 效形式为疲劳断裂,断裂位置为螺纹啮合第一扣螺牙牙底,断裂主要原因是螺栓承受过大的交变应力。 对此,提出改进措施,减小螺栓所受的交变应力。

 

1 故障情况

螺栓的常见失效形式中,疲劳断裂占比极大。 根 据紧固件检测机构统计,在轨道交通车辆的失效案例 中,疲劳失效的占比高达75.0%。 诱发螺栓产生疲劳 失效的原因,除螺纹自身缺陷外,还有不合适的连接结 构和偏心的受载模式,同样会导致螺栓承受超过疲劳 极限的载荷。 笔者针对某设备传动盘螺栓断裂故障, 结合失效分析和连接结构分析,找到故障原因,并提出解决方法。     

某设备在检修时发现传动盘压板安装螺栓发生断 裂。 经拆解,发现第2、第5位驱动装置各有一个防松 压板螺栓断裂,断裂位置为螺纹啮合第一扣螺牙牙底。 发生断裂的螺栓均为三颗安装螺栓靠外侧的那一颗螺 栓,如图l所示。 压板安装位置结构如图2所示。 四 颗销钉先拧入传动盘,抵住下方的传动轴承内圈压盖。 销钉安装到位后,头部凸起于传动盘上表面。 随后使 用三颗螺栓安装压板,压板的作用是抵住销钉防止松 脱。 压板安装完成后,与传动盘之间会存在3～4 mm 的间隙。

 

2 故障检测 

2.1 断口分析

将两个断裂螺栓编号为l号、2号。清洗断口后 置于体视显微镜下观察,两个螺栓的断面形貌如图3 所示。两个螺栓的断面均较为平整,呈明显的多源疲 劳断裂特征。其中,主裂纹源均起始于图中白色虚线 所圈位置的螺纹底部。两个螺栓的主裂纹扩展区域约 占整个螺栓断面的70%,说明螺栓在开始阶段所受的 名义载荷并不大。随着主裂纹的扩展,螺栓有效截面 积不断减小,所受的应力不断增大,于是在主裂纹的另 一侧形成新的多源疲劳裂纹。

     

将l号螺栓断口置于扫描电镜中观察,疲劳裂纹 起始区未发现明显的冶金缺陷,疲劳扩展区可见疲劳 辉纹,最后断裂区为韧窝。疲劳源区形貌如图4所示, 疲劳裂纹扩展区形貌如图5所示,最后断裂区形貌如 图6所示。 

2.2 金相检验

对两个断裂螺栓进行金相检验,经打磨、抛光、浸 蚀后,置于金相显微镜下观察,两个螺栓的螺纹底部均 未发现有裂纹和氧化脱碳现象,螺栓的组织均为保留原马氏体位相的回火索氏体组织,未发现有异常组织。 两个螺栓的螺纹底部如图7所示,两个螺栓显微组织 如图8所示。

2.3 硬度检测

对两个断裂螺栓进行维氏硬度检测,结果见表l。 检测结果显示螺栓力学性能符合GB/T3098.l—20l0 《紧固件机械性能螺栓、螺钉和螺柱》对8.8级螺栓的 要求。 

2.4 化学成分检测    

对两个断裂螺栓进行化学成分,结果见表2。 结果 显示螺栓的化学成分与供应商提供的ML35Cr材料的 技术要求相符。

2.5 安装工艺分析      

使用超声波螺栓轴力测试仪测试压板螺栓安装轴 力,螺栓拧紧顺序为图2中螺栓、左螺栓、右螺栓,即先 中间后两边,依次安装压板螺栓。 同时,为了分析销钉 对螺栓安装轴力的影响,在第二组试验中取消了销钉, 使压板与传动盘上表面贴紧。 在试验过程中,每当有 一颗螺栓完成安装后,均再次测试已安装螺栓的轴力 变化,分析螺栓组之间的相互影响。 螺栓安装轴力测 试结果见表3。

第一组试验由于销钉将压板悬空,导致拧紧过程 中的杠杆作用明显,后续安装的两侧螺栓会使中间螺 栓的轴力逐步增大,由初始的28kN增大至39kN。 第 二组试验将下方的销钉取消后,后安装的两侧螺栓基 本不会对中间螺栓的轴力产生影响。 

 

3 原因分析

3.1 载荷来源分析      

通过上述分析可知,螺栓均属疲劳断裂,但螺栓自 身无明显冶金缺陷,力学性能和化学成分也符合要求, 因此,螺栓疲劳断裂可能是工作中承受了超过疲劳极 限的交变载荷。 设备运行过程中,压板安装螺栓承受 的外部载荷可以分为两部分。 一是压板自身的振动加 速度载荷,这部分载荷由于压板质量很小,可以忽略不 计。 二是传动盘下方轴承内圈压盖的振动冲击载荷通过销钉传递到压板上,进而传递给压板安装螺栓,使螺 栓承受超出疲劳极限的交变应力。     为了验证上述猜想,进行销钉负载模拟试验,将端 齿传动盘翻转,压力机依次对l号、2号销钉底部施加 l5 kN的压力,如图9 所示。 同时,通过超声波螺栓轴 力测试仪测试压板螺栓的轴力变化,测试结果见表4。 销钉下方受到l5 kN外载荷后,临近的螺栓发生轴力 增大,该部分增大量小于l5 kN,说明销钉下方受到的 载荷一部分会被销钉的螺纹所承受,但仍有一部分会 传递到压板上,进而导致压板螺栓承受交变载荷的作 用。 施力位置为l号销钉处时,最左侧螺栓的轴力增 大量最大,达到5.l kN,这与实际问题中最外侧螺栓 断裂居多的情况相符。

3.2 压板结构分析      

通过分析压板位置连接结构,发现与典型螺栓连 接结构存在很大差异。 典型螺栓连接结构被连接件之 间为紧密贴合,接合面之间存在压紧力,在外载作用下 的受力关系如图l0所示。 FM 为螺栓预紧力,当被连 接件受外载荷FA 作用时,一部分外载荷FPA 被被连接 件之间的压力释放所吸收,分配给螺栓的轴向拉伸载 荷FSA 为ΦFA ,由于载荷因数Φ通常远小于l,因此外载荷分配在螺栓上的比例很低,从而保证连接结构的 抗疲劳性能。

对于压板位置的悬空结构,当周期性的冲击载荷 通过销钉向上传递时,由于压板和传动盘之间的压力 为0,被连接件无法起到吸收外载荷的作用,由销钉传 递来的外载荷将全部作用于螺栓,此时载荷因数Φ可 视为等于l,由此压板安装螺栓所受轴向拉伸载荷FSA 将大大增大,即交变应力幅值更大,更容易诱发螺栓疲 劳断裂。 另外,由于销钉传递载荷的作用位置偏离螺 栓轴心,还会使螺栓受附加杠杆力和附加弯矩的作用, 导致螺栓一侧表面位置产生较大的弯曲正应力,极有 可能超过疲劳极限,导致疲劳断裂。 

 

4 改进措施      

根据上述分析,对压板结构进行改进。 在原有结 构的基础上将压板下表面的沉孔加深,使螺栓安装完 成后压板与传动盘直接接触,并且相互间存在压紧力。 同时,为了保证压板对销钉的压紧作用,在销钉顶部和 压板之间加入一个柔度较大的铜质环形垫圈。 当压板 压紧时,铜环被挤压产生变形,抵住下部的销钉,而压 板也能保持与传动盘贴紧。 改进后压板结构如图ll 所示。 通过结构改进,使压板与传动盘之间保持一定 的压紧力。 当螺栓承受外载荷时,能吸收掉一部分外 载荷,减小螺栓在有外载作用时受到的交变应力。

 

5 试验验证    

为验证结构改进后对螺栓所受交变载荷的减小作 用,再次进行销钉负载模拟试验,使用压力机分别对l号、2 号销钉底部施加l5 kN推力,同时使用超声波轴 力测试仪对压板螺栓的轴力变化进行检测,计算加载 后的螺栓轴力增大量,并与原结构测试结果进行对比, 见表5。

通过测试可知,结构改进后,在相同的外载荷作用 下,压板螺栓的轴力增大量最大为3.3 kN,相比原结 构的5.l kN减小35%,且当中间销钉受载时,螺栓轴 力基本不变,结构改进后螺栓承受更小的交变载荷,由 此优化受力情况。 6 结束语      笔者对传动盘螺栓断裂进行原因分析及改进。 螺 栓均属疲劳断裂,且无明显冶金缺陷,螺栓的力学性能 和化学成分也符合标准要求。      

螺栓疲劳断裂的主要原因为螺栓在工作中受到销 钉传递来的载荷,同时压板的悬空结构导致螺栓在受 到载荷作用时被连接件无法起到分担外载荷的作用, 使产生的交变应力全部作用于螺栓。 另外,偏心的载 荷作用方式也会导致螺栓受到附加杠杆力和附加弯矩 的作用,在螺栓一侧产生较大的弯曲正应力,加剧疲劳 失效的风险。     

优化压板安装结构后,在保证压板压紧销钉这一 功能的同时,使压板与传动盘表面压紧。 经过超声波 轴力测试验证,螺栓在外载作用时受到的交变应力明 显减小,结构改进后未再发生螺栓断裂故障。

 

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关键词： 传动盘 螺栓 断裂 失效分析