摇臂结构分析论文

摇臂结构分析论文（共7篇）

摇臂结构分析论文 篇1

0 引言

摇臂是发动机配气机构中重要的零部件之一,其功用是将推杆或凸轮传来的运动和作用力,改变方向传给气门,使其开启。摇臂在摆动过程中承受很大的弯矩,因此应有足够的强度和刚度以及较小的质量［1］。为保证汽车发动机配气机构的进气和排气功能的可靠性及安全性,摇臂体设计时应满足强度和刚度要求,因此应对摇臂体进行应力和应变分析。

疲劳破坏是工程结构和机械失效的主要原因之一,引起疲劳失效的交变载荷的峰值往往远低于静态断裂分析估算出来的“安全载荷”。因此,承受交变载荷的零部件的疲劳强度和寿命预测是汽车生产企业迫切需要解决的问题［2］。摇臂在传递运动和作用力的过程中承受交变载荷,极易产生微观裂纹,并逐步扩展而形成宏观裂纹,造成失效。所以,对摇臂体进行疲劳寿命预测具有重要意义。

1 摇臂体的结构设计

某款发动机配气机构采用端支点式顶置凸轮轴结构,摇臂一端为支点,摇臂中心与凸轮轴接触。这种形式配气机构在摇臂端支点处采用液压挺杆来消除气门间隙。摇臂为带滚子轴承结构,摇臂体性能要求较高,采用16Mn Cr5 材料制作,表面进行碳氮共渗处理。摇臂体目前坯料成型有压铸、板料冲压、冷挤压等方法。根据要求和企业生产实际,选用板料冲压成形工艺,运用Solidworks进行结构设计,厚度取3 mm的板料,摇臂及摇臂体结构见图1。

2 摇臂体工况和受力分析

配气机构的摇臂工作情况如图2 所示。在发动机工作过程中,凸轮轴顺时针旋转运动,驱动凸轮运转。当凸轮突出部位逐渐接触滚子轴承时,迫使摇臂以液压挺杆头部球面中心为端支点,向下摆动,摇臂体的另一端逐步推动气门杆,将气门打开,气门杆部设置有气门弹簧。当凸轮运转到轮廓最高点接触滚子轴承时,摇臂运动到最低点,气门完全打开,此时凸轮对摇臂滚子轴承推动力最大,气门弹簧也压缩到最大,其反作用力通过气门杆作用在摇臂体上。此后凸轮继续运转,轮廓也逐渐回落,摇臂在气门弹簧的弹性回复下回位,气门逐步上升,直至凸轮运动到基圆状态时,气门完全关闭。凸轮轴旋转一周,配气结构完成进气和排气过程。配气机构为消除气门因热胀冷缩产生的气门间隙现象采用液压挺杆机构,所以凸轮在基圆状态时,摇臂在气门弹簧和液压挺杆的作用下,始终与凸轮处于紧密接触,因此摇臂在工作过程中,没有承受着无冲击的交变载荷。具有此机构的发动机噪声小,零件使用寿命相对较长。

1—摇臂;2—气门及气门弹簧;3—凸轮轴;4—液压挺杆;F1—凸轮推力,F2—气门弹簧的反作用力

3 摇臂体有限元模型建立

运用Ansys-Workbench进行有限元分析。因摇臂的滚子轴承组件不是主要考虑对象,为提高分析效率,仅对摇臂体做有限元分析。摇臂体材料为16Mn Cr5 钢,弹性模量E = 2. 11 × 1011Pa,泊松比 μ = 0. 28,屈服强度为1 187 MPa,许用应力为810 MPa。

将三维模型导入Ansys中,选用四面体实体单元进行网格划分,并细化局部突变处网格,建立有限元模型,有限元模型共有165 586 个单元,114 157 个节点,如图3 所示。

4 摇臂体有限元分析

4. 1 静强度分析

在凸轮轴的旋转运动中,当凸轮轮廓最高点接触摇臂滚子轴承时,摇臂承受的载荷最大,而在凸轮基圆位置时,摇臂承受的载荷相对较小,因此摇臂体的静态分析只需模拟摇臂处于承受最大载荷时的工况即可。此时载荷条件为凸轮推力F1= 5 100 N,气门弹簧反作用力F2= 2 600 N。在Ansys中对模型进行加载,在摇臂体与滚子轴承销轴接触处和液压挺杆头部接触处施加“无摩擦支撑”约束,然后进行求解。计算得到的摇臂体等效应力云图如图4 所示。可以看出,最大应力出现在摇臂体的U型口与滚子轴承销轴接触处( 见图4 中标识) ,数值为754 MPa,低于材料的屈服强度和结构许用应力,因而满足要求。

摇臂体总变形云图如图5 所示,最大变形量出现在摇臂体的尾部边角( 见图5 中标识) ,数值为0. 09 mm,满足设计要求。

4. 2 模态分析

模态分析就是研究在无阻尼自由振动情况下系统的自由振动,用于确定结构的振动特性。固有频率和主振型是振动系统的自然属性,是承受动态载荷结构设计中的重要参数。根据模态分析理论,低阶频率下的振动对结构的影响最大［3］。因此对于摇臂体结构只需分析有预应力状态下的前6 阶模态,即在静力学分析的结果基础上计算结构的固有频率和振型,模态分析计算结果如表1 所示,振型云图如图6 所示。

发动机的最大设计转速为6 750 r/min,因曲轴与凸轮轴的转速比为2: 1,则凸轮轴的最高转速为3 375 r/min,由此可知摇臂的振动频率范围: 0 ~ 56. 25 Hz。

由表1 可知摇臂体的前6 阶固有频率最小为97. 3 Hz,远大于发动机的工作振动频率,因此这种摇臂体结构在工作中不会发生共振现象,满足工程设计要求。

5 摇臂体疲劳分析

在静强度分析结果的基础上,根据S-N曲线和载荷谱对摇臂体进行疲劳寿命分析。

材料的S-N曲线实验测定十分耗资费力,因此根据经验关系式进行疲劳极限的估算从而确定S-N曲线。经验关系式估算S-N曲线相对保守,对分析具有一定的指导性。对于标准材料试验的S-N曲线来说,根据材料103与106次循环的疲劳强度就可确定曲线,103次循环的疲劳强度根据经验大约等于90% 的拉伸强度极限 σb,106次循环的疲劳强度( 疲劳极限) 等于50% 的 σb［4］。根据经验公式摇臂体材料16Mn Cr5 钢的双对数S-N曲线如图7所示。

疲劳载荷可以分为确定性的载荷和随机载荷。确定性载荷是载荷变化有一个确定的规律,能够用明确的数学表达式来描述,根据摇臂的受力工况可知,当发动机以一定转速旋转时,周期性承受着凸轮的推力和气门弹簧的反作用力,而且在凸轮轴的一个旋转周期内,这两个作用力都按照一定的规律减小和增大,对摇臂体的载荷谱曲线模拟如图8 所示。

在Ansys材料属性中定义16Mn Cr5 的S-N曲线,在疲劳分析模块中定义表面处理、循环加载工况、循环载荷谱,以静强度计算结果为基础,定义结构的疲劳设计寿命为2×107次,然后估算疲劳寿命、求解安全系数,计算结果如图9、图10 所示。

由图9 可知,最低疲劳寿命即疲劳危险部位在摇臂体的U型口与滚子轴承销轴接触处,与静强度计算结果相吻合,最小疲劳寿命为3. 3×107次,高于设计寿命要求,其他部位疲劳寿命均足够。从图10 可见疲劳安全系数分布都大于1,满足设计要求。

6 结语

对摇臂体板料冲压件建立有限元模型,运用Ansys-Workbench有限元软件进行静强度分析、模态分析和疲劳寿命预测分析。从计算结果可知,该款摇臂体的设计满足强度要求和最大变形量要求,最低疲劳寿命和疲劳安全系数也满足要求,验证了结构设计的合理性。利用有限元软件进行模拟分析,可以大幅度缩短产品的设计周期,减少试验次数,降低开发成本,同时也为产品的优化设计和成形提供参考。

摘要：根据某款汽车发动机配气机构的摇臂工作性能要求,利用Solidworks设计了以板料冲压成形作为主要制造工艺的摇臂体结构模型,对摇臂的工况和受力情况进行分析,并利用Ansys对摇臂体进行受力分析、模态分析和疲劳寿命分析,验证了冲压件产品结构设计合理性,为摇臂体结构的进一步设计优化及制造过程中的冲压成形提供指导和参考。

关键词：配气机构,摇臂,冲压结构,有限元分析

摇臂结构分析论文 篇2

拉杆类零件是发动机上的一种连接件, 是发动机尾喷口装置系统机构的重要组成部分, 它能否灵活转动, 直接影响尾喷装置的正常使用, 因此拉杆加工尺寸应完全符合设计图纸的要求, 所以拉杆内球型结构的加工就显得尤为重要, 关系到与之相配的球转动自如的重要环节, 此夹具能够保证在加工球时满足设计要求。

1 拉杆零件的设计要求

拉杆类零件基本上为精铸件, 两端各有一个连接孔, 孔内将安装连接球, 设计要求孔或球中心至零件外壁距离应一致, 并给出最小距离, 如果不一致, 零件在工作状态经过磨损容易断开即而影响发动机性能。

2 拉杆的定位基准

拉杆的定位主要依靠两个加工好的基准孔以及与基准孔垂直的平面。安装时以其中一个基准孔及平面作为基准定位平面, 以与另一个基准孔垂直的平面作为辅助支撑平面, 进行定位和压紧。

3 车加工球夹具结构

由于拉杆结构为细长方体型结构最大的长度不大于90mm, 根据车间加工设备的情况, 故选取180mm盘作为夹具的基础盘, 定位块安装在圆盘上并用螺钉拧紧, 中心与圆盘中心同轴, 定位块中心为Ф18mm孔, 用来装夹定位套, 定位套中心为Ф12mm孔, 定位套Фd做成三种规格, 以适应不同尺寸零件的平面定位平面, Ф12mm孔与定位销Ф12mm圆柱配装, 定位销ФD可根据加工零件的尺寸配做定位块的中部有一个14mmX28mm的矩形孔, 零件定位后, 将定位销向下敲击进入定位块中并从矩形孔中取出。圆盘的边缘是零件的辅助支撑装置, 用来支撑不同长度的零件。由于零件规格尺寸不同, 根据不同规格尺寸的零件, 制作三种不同规格的压板对零件进行压紧。下图为夹具整体结构示意图。

结论

本夹具利用零件以加工的孔进行使加工基准与定位基准重合, 从而消除了基准不重合造成的误差, 定位可靠, 夹紧方便、快速。换装不同的零件只需2、3分钟, 节省了夹具找正时间, 大大提高了产品的加工效率, 还可加工不同规格的零件, 改变了以往一个零件一套专用夹具的设计理念, 用一套夹具就满足十几种零件的加工要求, 是夹具成组技术的开发、研究的具体体现, 为零件批生产提供保障。

摘要：拉杆类零件车加工球工序, 发动机拉杆类零件品种繁多, 各种型号发动机拉杆类零件总计有几十种类型, 每种类型结构相似, 但尺寸不同, 因此在加工球工序时需要不同定位的工装, 由于这些工装在结构上极其相似, 只是在零件的定位尺寸方面作不同的调整, 因此浪费了大量的人力、物力和财力。新结构的车加工工装在结构上更趋于合理、简便, 而且使零件在装夹时更方便快捷。用一套工装代替了多套工装, 节约了大量的资金, 也极大的提高了生产效率和产品质量, 从而满足了批生产和科研生产的需要。

关键词：基准重合,快速装夹,缩短零件找正时间,提高效率

参考文献

[1]发动机拉杆零件设计图.[Z]

[2]零件工艺规程.[Z]

摇臂钻主轴加工工艺分析与研究 篇3

随着我国机床工业的迅猛发展,我国的机床制造业由最初的技术引进转向自主品牌生产,再到现在扩大品牌优势,不断追求技术进步,我国已经由过去的机床引进大国转变成了现在的机床生产大国和机床出口大国。摇臂钻床作为普通金属切削机床,是机械加工中常用的一种金属切削机床,它广泛地应用于机械加工中钻孔、镗孔、铰孔、锪平面及攻螺纹等。我国的摇臂钻生产有着自己成功的经验,也有着自己独特的技术实力,现如今我国的摇臂钻生产蓬勃发展,摇臂钻产品不仅为我国机械制造业提供基础,还不断出口,引领国际市场,有着自己独特的竞争力。如何提高产品质量是现代制造业企业关注的因素,各机床制造业企业不断总结经验,甚至大胆进行技术革新来探究新工艺新方法来提高质量,提高产品竞争率。摇臂钻主轴是钻床的运动关键性零件,因其工艺路线长,加上切削不稳定性,在加工过程中,极易产生质量问题,在实际生产工程中,对工艺的探讨一直是寻求其解决办法的一种途径。

掌握其工艺要素,制定合理工艺路线尤为重要。

2 摇臂钻主轴的结构特点

摇臂钻主轴头部为莫氏锥孔带卸刀槽结构,须淬硬,中部及尾部为细花键轴,硬度稍低。工作时除承受大的扭矩及轴向力,还须要保持较高的运动精度。因此,主轴应具有很高的几何精度及刚度、强度、硬度等综合力学性能[1]。以Z3040×16钻床主轴为例,见图1,其主要结构要求如下:

(1)两处ø40k6部位为轴承部位,也是基准部位,其对公共轴线A-B的圆跳动公差为0.01mm,其圆柱度公差为0.004mm;

(2)花键轴部分外圆ø40d9对公共轴线A-B的圆跳动公差为0.03mm;

(3)花键轴花键的键侧对轴心线的对称度公差为0.025mm;

(4)ø70外圆对公共轴线A-B的圆跳动公差为0.03mm;

(5)莫氏4号圆锥孔对公共轴线A-B的圆跳动公差在主轴端处为0.004mm,在距主轴端300处为0.03mm;

(6)准ø52台阶左端面对公共轴线A-B的圆跳动公差为0.01mm;

(7)锥孔接触面涂色检查接触长度≥75%;

(8)热处理整体调质235~269HBS,头部140长度范围内淬火HRC42~48。

3 摇臂钻主轴工艺方法研究

3.1 主轴加工工艺难点及关键措施

(1)主轴为细长轴类零件,刚性较差,切削时容易变形,因此所有表面加工应分为粗加工、半精加工和精加工,这样细分工序,经过多次加工,方能逐渐减小零件变形误差[2]。

(2)工件加工时容易产生新的应力,应安排足够的热处理工序来消除零件内应力,减少零件变形。

(3)为保证轴和锥孔的同轴度,加工过程中配用锥堵使外圆和锥孔的加工能达到跳动要求。

(4)主轴头部和小端硬度不一样,精加工顺序也不一样,应合理安排工序,合理选择定位基准。

(5)无论车削还是磨削,工件夹紧力应适度,在保证工件无轴向窜动的情况下,应尽量减小夹紧力,避免工件产生弯曲变形。

(6)加工时工序尽量分散,粗、精加工的设备及工艺装备应分开使用。

3.2 主轴加工工艺路线及主要工艺要求

根据主轴特点拟定主轴主要工艺路线为:粗车→半精车→粗磨→精车→铣→半精磨→精磨[3],具体工艺过程如下:

(1)毛坯处理:锻造毛坯并作正火处理(细化组织晶粒,并去除锻造应力)。

(2)粗车:粗车各部外圆。

1)工件插入主轴孔,夹正小外圆,车平大端面,钻中心孔A6.3,顶大端中心孔,车大外圆ø70留加工余量5mm;

2)工件从主轴尾部插入,夹小外圆端部,车平小端面,钻中心孔A6.3;

3)倒头夹大端,顶小端,车小外圆至准ø45,车大端台阶面控制长度165mm;

4)夹小端颈部,大端钻孔ø22深105mm(为避免调质后硬度增加,不易切削,粗车后即钻孔)。

(3)热处理:整体调质T235。

(4)半精车:半精车外圆各部及内孔,其中大端外圆及内孔车至留磨削余量0.8mm,小端外圆留加工余量3mm,中部退刀槽预车留1.5mm余量,待大端淬火后再全部精加工。

1)夹小外圆,车平大端面,车大外圆至ø73,车内孔ø25深118mm;

2)夹大端,小端中心架支撑,切端面定总长1152,钻中心孔A6.3;

3)夹大端,顶小端中心孔,车小外圆至退刀槽留余量1.5mm,车大台阶端面至台阶长

4)夹小端,中心架托准颈部,车大端面至总长1152,车大外圆至ø70.8,车内孔ø26.5至尺寸,车4号莫氏锥孔留磨削余量0.8mm,外圆及孔口倒角至尺寸。

(5)铣:分度头夹大端顶小端,铣8.2×35及12.2×32长槽至尺寸。

(6)热处理:头部140长度范围内淬火HRC42-48(顶工件两端检查轴中部最大径向跳动≤0.5mm,否则校直工件),稳定化处理(消除热处理内应力)[4]。

(7)粗磨:粗磨外圆及锥孔,留精磨余量0.3~0.4mm。

1)顶两端,其中活动顶尖顶大端孔口,粗磨小端颈部及端部ø(42.2±0.05)×60长(磨两处工艺位);

2)夹小端,中心架托轴颈处,校正两处工艺位,粗磨莫氏4号圆锥孔,留磨量0.3~0.4mm;

3)上锥堵,顶两端中心孔,磨大外圆至ø70.3,并靠磨大端面。

(8)精车:夹正大外圆(为增加切削刚性,改顶两端为夹一端,顶一端),顶小端中心孔,精车花键外圆及轴承位A、B处外圆至ø40.8,空档外圆车至ø40.2×486,螺纹不车,其余车至尺寸。

(9)粗磨:顶两端中心孔,磨A、B两处及花键外圆至ø40.4,磨空档外圆至

(10)铣:工件插入主轴,夹正外圆,顶小端中心孔,铣花键,键侧留磨削余量0.2~0.3mm。

(11)热处理:时效处理(消除机械加工内应力)。

(12)研孔:夹正大端,中心架托准40.4花键外圆处,修研小端A6.3中心孔。

(14)车:夹正花键外圆,顶大端中心孔,车M39×1.5-5g螺纹至尺寸。

(15)精磨:精磨各段外圆及锥孔至尺寸。

1)顶两端中心孔,精磨花键键侧至图纸要求;

2)顶两端中心孔,中心架托准外圆,精磨外圆各部及台阶端面至图纸要求;

3)卸锥堵,夹小端,中心架托A基准轴径,校正A、B两处基准轴径跳动≤0.004,精磨4号莫氏锥孔图纸要求。

4 结论

摇臂钻主轴加工工序长,加工时易造成内部应力,并在后道工序加工时形成二次应力分布而产生形变,加工时应注意零件的加工顺序,采用反复的半精及精加工,逐步去除工艺余量,消除零件变形。本套工艺路线按由粗到精的原则,正确选择加工顺序和基准位,前道工序为后道工序保证合理的加工余量及加工基准,稳定了产品的加工质量,在企业生产中是一种实际、有效的加工方法。

参考文献

[1]王文奎,俞学人.机床主轴的选材及热处理工艺[J].绍兴文理学院学报,2002,22(2):64-66.

[2]陈宏钧,方向明,马素敏.典型零件机械加生产实例[M].北京:机械工业出版社,2004.

[3]上海市切削技术协会.金属切削手册[M].上海:上海科学技术出版社,2000.

采煤机摇臂密封失效的分析与处理 篇4

关键词：采煤机,摇臂,密封失效

关于采煤机, 它是一个大型的复杂的机器, 结合了电气、机械、液压等各类知识于一体, 较难掌握, 由于运用采煤机的工作环境十分恶劣, 大多在煤矿地区, 地形和空气环境都很差, 所以一旦出现了故障, 可能会中断整个采煤的工作, 产生巨大的经济损失, 影响经济效益。但是采煤技术的不断发展, 采煤机的使用功能也越来越多, 关于其结构、组成也越来越复杂, 但与此同时, 产生故障的原因分析也越来越复杂了。

1 采煤机的分类 (图1)

2 采煤机的组成

采煤机由截割传动、牵引传动、电气控制和调速、液压调高制动、冷却喷雾等系统和辅助装置等组成:

截割部———截割电机、摇臂齿轮减速箱、滚筒等;牵引部———减速箱、牵引电机、调高油缸等;电气控制及调速系统———机上电气控制系统 (由电控箱、截割电机、泵电机、牵引电机及各种操作控制装置组成) 、机外变频调速系统 (由变频调速箱、牵引变压器和连接电缆等组成) ;液压调高制动系统———齿轮泵、粗过滤器、安全和换向阀及电磁阀平衡阀、调高油缸、管路等;冷却喷雾系统———截止阀、水过滤器、减压阀组、节流阀喷嘴、高压胶管及有关连接件等。

3 摇臂密封失效的特征

摇臂是截煤部的一个组成部分, 其修复加工难度系数非常高, 一旦损坏便很难修复, 会很大程度上的影响整个采煤机的运作, 造成损失, 所以为防止其不受磨损, 从而在支承部位设了一轴套, 轴套用螺栓与摇臂固定, 一般是6个螺栓, 这要根据不同采煤机的机型来决定。在摇臂调高的过程中, 会产生摩擦力, 这个摩擦力则是由轴套所承受, 长期下来会导致轴套的磨损, 而轴套受损后就可以更换, 此外箱体入口处与摇臂的支承采用的是滑动轴承, 滑动轴承的使用可减少截煤部箱体的高度, 从而提高采煤机的运作效率。轴套与滑动轴承的径向间隙用O型圈密封, 与摇臂间的平面间隙也用O型圈密封, 这是就是摇臂密封, 但是常会出现摇臂密封失效的情况, 尤其是在采煤机进厂进行大型的检查修正和解体分析时, 其径向和平面间隙处的密封圈常遭到严重损坏, 甚至有时候可能就不存在了, 同时, 在各间隙、摇臂与箱体间布满了煤尘和脏东西, 轴套和摇臂间的螺栓也有可能断裂, 甚至是全部被切断了, 尤其在将这些煤尘和脏物清除干净之后, 轴套可在摇臂上和滑动轴承之间自由的转动, 螺栓失去了功效, 以上现象说明了O型密封圈不起作用了, 煤尘和脏东西进入摇臂与箱体之间, 并迅速填满各间隙, 而轴套是用注入润滑脂润滑的, 但是润滑脂由于注不到轴套与滑动轴承之间, 导致轴套在运动状态下是处于干摩擦状态的, 轴套承受的摩擦力传递给螺栓, 所以螺栓在受反复摩擦力的剪切作用后导致断裂。因此, 采煤机工作中, 轴套与摇臂和滑动轴承间存在着相对的运动, 三者都有不同程度的磨损情况, 尤其是轴套与摇臂的磨损, 十分严重。

4 处理采煤机故障的原则及步骤

首先全面了解出现故障的特征现象和发生过程, 尤其要关注细节, 在大型机器的检查当中, 细节决定成败, 只有关注细节, 才能准确分析产生故障的可能原因, 事先做好处理故障的各项准备工作, 有条不紊的按从简单到复杂, 从外部到内部, 先机械后液压系统的原则及时处理采煤机出现的故障。在处理时要注意判断准确, 处理干净彻底, 元件和管路的连接部分要牢固, 不能出现松动和泄漏情况, 元件内部清洁时要处理干净, 不能出现杂质和细棉丝等物质、更换的元部件一定要合格, 这是最基本的要求, 处理牵引内部故障时必须要有严密的遮挡措施, 从而防止将外部的机械杂质带入机体内;此外, 还要做好安全防护的工作, 施工时, 先断电源再断隔离开关, 最后才闭锁工作面输送机;在处理采煤机的事故故障当中, 对采煤机进行修整时, 打开盖板及卸下机件时特别要记住采煤机的相对位置和装卸顺序的记录, 安装的时候要特别注意机件的位置的正确与否, 连接是否牢固齐全等。

总之具体情况具体分析。

5 摇臂密封失效的原因分析及处理

5.1 摇臂密封失效原因分析。

由于轴承长期工作, 长期承受摩擦力, 导致轴承的滚珠磨损严重, 造成滑动密封的间隙曾大, 超出了滑动密封“O”型密封圈的弹性范围, 使得漏油和灰尘等物质进入;由于滑动密封“O”型密封圈超出弹性系数, 导致密封失去弹性也会造成漏油, 其原因是由于长期的煤尘积累导致滑动密封“O”型圈失效;由于密封的断面尺寸小, 导致弹性变形小, 小变形量不足以抵挡煤尘的侵袭;由于密封尺寸太大导致在滑动轴承在沟槽中保持不了很固定状态, 即使在装配时已经使用了密封胶, 也不会让它均匀地固定在沟槽内, 所以在安装摇臂时, 型圈就很有可能已经破坏失效了, 这是装配不到位导致的状况。

5.2 臂密封失效的处理方式。

将“O”型密封圈运用一定的技术, 装到轴套上形成一个系统, 这样就可以保持系统的固定形状, 从而在装配时不会出现局部剪切, 装配部到位的问题了;用加大断面尺寸以增加密封圈的弹性变形, 从而抵抗煤尘的干扰和侵袭;将密封圈改为骨架油封, 然后安装在滑动轴承入口处;采用浮动环的密封方式, 但是这种结构有其一定的弊端, 它的滑动轴承改动比较大, 密封环的成本也高, 经济效益不高, 但却是采煤机在那么恶劣环境的中最有效的密封形式。

将密封改为纸垫加密封胶的形式。

将固定轴套的螺栓应更换为更加高强的螺栓。

摇臂密封失效的原因很多, 在修整的过程中, 要尤其注意细节, 由于采煤机的构造原理十分复杂多变, 包含机械、电气、热等各项知识, 还要注意地形环境的恶劣与否, 所以这就要求在采煤机的设计和修整当中, 要求该专业的动手操作能力和专业文化知识要过硬, 才能应对采煤机出现的各种各样的问题。

参考文献

[1]马清虎, 杨淑清.采煤机摇臂密封失效的分析与处理[J].中国煤炭, 2002 (5) .

[2]袁学访, 翟永振, 殷召梅, 李贻久.MG100/238-WD型采煤机常见故障的分析与处理[J].煤矿机械, 2009 (10) .

采煤机摇臂齿轮箱的故障特征分析 篇5

1 摇臂齿轮箱故障统计及原因分析

1.1 齿轮箱故障统计

根据历年的采煤机维修记录可知, 采煤机摇臂齿轮箱的主要故障区[2]有三处:高速区一级减速直齿轮及轴承、低速区两级行星轮系、浮动油封。在采煤机摇臂齿轮箱中, 高速区的故障, 比如高速齿轮及轴承等, 其故障的发生率最高, 占摇臂齿轮箱的42%;低速故障区, 比如二级行星轮系、大圆锥轴承等, 其故障的发生率占总体的30%, 其中, 二级行星齿轮折断故障如图1所示;浮动密封故障的发生率也较高, 其主要原因为齿轮箱的密封性能不够或者元器件老化, 导致齿轮箱漏油以及煤尘等物质进入齿轮箱, 引发行星轮系及轴承的二次事故, 该故障是目前国内外采煤机摇臂齿轮箱在设计与制造时的一个重大难题, 难以解决, 因此, 故障率一直保持较高的状态。

目前, 我国对于采煤机摇臂齿轮箱的检测通常采用油液铁谱分析技术与振动检测技术[3]。其中, 油液铁谱分析技术通过对齿轮箱润滑油液磨损颗粒的大小、形态、面积、特征等参数进行定性或定量的分析摇臂齿轮箱工作状态的现状及发展趋势, 检测成本较低。但是该方法受限于工人技术水平和摇臂齿轮箱的复杂性, 过程中耗时耗力, 并且无法实时判断齿轮箱内部结构是否满足使用要求, 因此, 该方法的应用受到了一定的限制。振动检测技术是一种新型的故障诊断技术, 属于无损检测方法, 对工人的专业技术要求较低, 能够及时诊断出齿轮箱中常见的各种故障, 并在一定程度上提升设备管理的竞争力水平, 具有广阔的应用和发展空间。

1.2 齿轮箱故障分析

齿轮传动机构通常处于高速重载的工作状态, 在正常工作过程中, 由于齿轮啮合运动产生的摩擦热以及轴承转动产生的摩擦热, 齿轮传动系统温度会变得很高;同时由于润滑油的冷却作用, 其温度会保持平衡状态。齿轮传动机构在工作过程中工作环境和工作参数不可能保持一成不变, 这些变化会对齿轮的温度产生明显的影响, 造成润滑油膜的破裂, 使齿面磨损加剧, 引起胶合;过高的温度还会使齿轮、轴承和轴产生热变形, 造成齿轮传动机构承载能力和工作稳定性的下降。

在摇臂齿轮箱的高速区, 传动副处于高速状态, 由于恶劣工况的使用要求以及齿轮箱内部润滑条件的恶化, 在齿轮传动中致使啮合齿面间的油膜破裂, 齿轮齿面在一定的压力作用下直接接触, 其故障主要表现为齿轮齿面的磨损、点蚀、胶合和擦伤等, 严重时会导致齿面接触部位“焊合”后又继续相对运动, 使得金属从齿面上撕落, 或从一个齿面向另一个齿面转移而引起损伤。高速区故障容易引起齿轮副的强烈振动及异常噪声, 进而产生过热引发轴承故障, 若不能被及时检测, 往往需要更换齿轮以及相关的所有轴承, 甚至出现安全事故。

低速区的齿轮副在工作中往往处于重载条件, 其故障主要为两级行星轮系故障, 特别是二级行星轮断齿、内齿圈断齿故障以及摇臂齿轮箱大轴承故障。该部位的齿轮系由于受到巨大的冲击或者长期过载, 容易导致行星轮的内齿圈疲劳点蚀、裂纹, 甚至引起断齿, 同样地, 该工作条件下轴承故障主要表现为磨损、剥落等。对于浮动密封故障引起的直接表现为漏油, 但是其间接影响可导致齿面间接触点局部温度升高, 油膜及其它表面膜破裂, 表层金属熔合而后又撕裂形成热胶合损伤, 形成传动副之间严重的振动和噪声。

1.3 齿轮箱结构分析

对于JOY采煤机, 其截割部采用铰接式摇臂结构, 截割电动机采用横向布置[4]。整个截割部采用连接板通过销轴铰接的方式与采煤机机架联接, 截割部滚筒的位置可通过液压调高油缸进行调整, 能够适应综采工作面的煤层高度变化及生产需要。摇臂齿轮箱的爆炸结构图如图2所示, 图中可以看出, 齿轮箱传动系统是由两级直齿圆柱齿轮和两级行星齿轮部分组成, 输出端浮动密封用来防止摇臂齿轮箱漏油以及滚筒喷雾水及煤、粉尘进入齿轮箱。

摇臂齿轮箱中共有14个齿轮参与减速传动, 为四级减速, 其中, 第二级减速包括6个圆柱直齿齿轮, 二级行星轮系与一级基本结构一致, 太阳轮同时与行星架上3个行星轮相啮合, 当3个行星轮载荷分布不均匀时, 可以自动地调节3个行星轮, 使其共同分担载荷。行星轮的自由调节得益于太阳轮的支承为浮动状态。

2 摇臂齿轮箱故障分析

2.1 齿轮故障分析机理

文中对于摇臂齿轮箱的故障检测基于振动检测技术, 因此, 将齿轮箱传动系统可以看作是一个非常复杂的非线性机械振动系统。齿轮箱传动系统主要包括齿轮副、轴、轴承、箱体以及与齿轮传动相关的联轴器、原动机和负载等, 在理论上要建立起数学模型是非常困难的。本文针对齿轮及齿轮箱故障的关键因素, 将齿轮传动副进行简化分析, 建立齿轮啮合振动示意图如图3所示。

根据机械振动学理论可知, 齿轮副作为激振系统, 其动力学方程可以表示为:

式中, x为沿啮合线上齿轮相对位移, M为当量质量, C为齿轮副啮合阻尼, k (t) 为啮合刚度, F (t) 为外界激励。其中, 外界冲击激励F (t) 主要指齿轮啮合振动及齿轮箱因故障缺陷产生的激励冲击, 其变化受齿轮啮合刚度、齿面摩擦力方向和传动误差变化的综合影响。在润滑状态良好以及齿面粗糙度较低的情况下, 齿面摩擦力的变化对啮合振动的影响较小, 通常可以忽略不作考虑, 重点考虑齿轮啮合刚度和故障函数, 从而式 (1) 可以表示为:

式中, E1为齿轮受载后的平均静弹性变形, E2为齿轮误差和故障造成的两个轮齿间的相对位移。故障函数k (t) E1表示齿轮正常状态工作时的常规振动, k (t) E2表示齿轮缺陷时引起的异常振动。

2.2 齿轮失效分析

齿轮在工作过程中由于受到齿面间滑动摩擦、滚动摩擦以及齿轮变形引起的摩擦三方面因素的影响, 使齿轮的温度升高, 其中齿面间的滚动摩擦和齿轮变形引起的摩擦所占的比重很小, 可以忽略不计, 因此主要考虑滑动摩, 同时齿轮由于润滑油的冷却作用和环境温度的影响, 使齿轮温度在正常工作过程中基本保持平衡状态。

在摇臂齿轮箱中, 齿轮的失效形式又随着齿轮材料、热处理、运转状态等因素的不同而改变[5], 占整个齿轮箱零部件失效的一半以上, 因此, 齿轮失效形式的研究对于齿轮箱的故障诊断有着非常重要的意义。由于齿轮制造时可能存在误差、装配工艺不当或操作维护不到位, 齿轮在运转时会产生多种形式的失效, 包括齿轮齿面磨损、齿面胶合和擦伤、齿面接触疲劳、断齿等。

齿轮在啮合过程中, 轮齿啮合接触表面出现的材料摩擦损伤的现象称为齿面磨损, 根据磨损性质的不同可以分为磨料磨损和腐蚀磨损两大类, 在齿轮啮合过程中, 若润滑油供应不足、油质变异或者外来的金属或非金属小颗粒出现在齿轮啮合表面, 将直接导致齿面发生强烈的磨粒磨损;磨粒磨损的进一步发展会使齿轮齿形改变, 侧隙加大, 引起振动噪声增大, 齿厚减薄, 腐蚀磨损以化学腐蚀作用为主要特征, 并伴有机械磨损的一种损伤形式, 润滑油中的活性成分 (酸、水分等) 和齿轮材料发生化学反应, 造成齿轮腐蚀磨损。严重的齿面磨损会导致轮齿粗糙度和啮合偏差增大, 引起传动副之间较大的振动与噪声, 并降低齿轮的动力传动效率, 甚至因齿厚变薄导致齿轮强度下降, 造成齿断。

齿轮在啮合传动过程中, 其根部受到脉动循环应力作用, 当这种周期性的应力过高, 或其它原因使齿轮强度降低, 会在根部产生裂纹, 并逐步扩展, 或是在齿轮啮合过程中受到严重冲击过载时, 也会引起齿根裂纹, 当其它部分无法承担外载荷时, 齿轮将发生严重故障断齿齿轮在啮合传动过程中, 轮齿相当于悬臂梁, 其根部受到交变应力作用最大, 当周期性的交变应力超过齿轮材料本身的疲劳极限时, 轮齿的根部会产生裂纹, 直接影响着齿轮的承载能力和齿轮的使用寿命。摇臂齿轮箱在故障检测时, 首先需要针对齿轮的工作条件, 进行强度的校核与计算, 文中对于齿轮的强度校核条件, 以计算接触应力为标准, 其应当小于许用接触应力, 可表示为:

式中, σH为计算接触应力, σHP为许用接触应力, 其中, 计算接触应力σH可表示为:

式中, Ft为中点分度圆上的切向力, KA为使用系数, KV为动载系数。

3 摇臂齿轮箱振动信号频谱诊断

3.1 齿轮振动信号调制

在采煤机摇臂齿轮箱中, 啮合的齿轮副往往以单、双齿啮合交替的形式变化, 导致在齿轮副中形成周期性的激振力, 导致传动副的振动, 文中所采用的振动信号诊断方法正是基于该特征, 可根据不同的振动信号调制预测和诊断出不同的故障模式。其中, 啮合频率及谐频成分可表示为:

式中, m为谐波数, Am为谐波幅值, fZ为啮合频率, 准m为谐波相位, N为啮合频率的最大谐波数。当齿轮或齿轮箱轴承、轴等部件出现故障时, 将会对应着出现不同的冲击特性, 进而出现不同程度的振动信号调制现象, 比如, 低频信号特征量控制高频信号相应特征量。在齿轮的振动信号调制中, 常见到在啮合频率或其谐波频率两存在一些间距的复杂频率成分, 这些频率成分称作边频带, 其反映了振动信号的调制特征。边频的增多在某种程度上揭示了齿轮箱故障的发生, 边频的距离反映故障的来源, 其幅值反映了故障的严重程度。因此, 对齿轮振动信号中出现的调制现象进行分析, 有效地区分不同的调制型故障的振动特征, 对边频带特征的识别程度, 在很大程度上就决定了齿轮故障诊断的成败。

3.2 齿面磨损诊断

当出现齿面的均匀磨损故障时, 由于无冲击振动信号产生, 所以不会出现明显的调制现象。但是当磨损发展到一定程度时, 啮合频率及其谐波幅值明显增大, 而且阶数越高, 谐波增大的幅度越大, 同时振动能量的幅度也大大增加。当磨损较为严重时, 二次谐波的幅值会超过啮合频率的幅值。此外, 齿面磨损等均匀分布缺陷相当于调制信号为包络线较宽的脉冲, 它在频域中表现为在啮合频率及其谐波成分两边产生幅值较大、起伏较大、分布较窄的边频, 如图4所示。

3.3 断齿诊断

当出现断齿故障时, 时域表现为幅值很大的冲击型振动, 周期等于有断齿轴的旋转周期。与此同时, 在频域里, 在啮合频率及其高次谐波附近出现间隔为断齿轴转频的边频带;边频带一般数量多、幅值较大、分布较宽, 谱线较为明显。解调谱中常出现转频及其高次谐波, 甚至出现10阶以上。同时由于瞬态冲击能量大, 时常激励起固有频率, 产生固有频率调制现象。

振动信号检测时, 断齿的主要特征为:以齿轮啮合频率及其高次谐波为载波频率, 齿轮所在轴转频及其倍频为调制频率的啮合频率调制, 调制边频带宽而高, 解调谱出现所在轴的转频和多次高阶谐波, 以齿轮各阶固有频率为载波频率, 齿轮所在轴转频及其倍频为调制频率的齿轮共振频率调制, 调制边频带宽而高, 解调谱出现所在轴的转频和多次高阶谐波, 如图5所示。

3.4箱体共振

当齿轮、轴承或轴出现故障时, 齿轮箱振动信号呈现出不同程度的调制现象, 表现在频谱图上出现形式各异的调制边频带, 根据齿轮箱故障形式及故障程度的不同, 总体共振的特征有:以齿轮啮合频率及其高次谐振波为载波频率, 齿轮轴旋转频率为调制频率的齿轮啮合调制现象而产生的边频带;以齿轮固有频率为载波频率, 以齿轮所在轴的旋转频率及其高次谐波频率为调制频率的固有频率共振调制现象而产生的边频带;以齿轮箱体固有频率为载波频率, 以齿轮所在轴的旋转频率及其高次谐波频率为调制频率的箱体共振调制现象而产生的边频带。

4 结语

摇臂齿轮箱在采煤机中属于易损坏部件, 对其进行及时的检测与维修对于保证高效综采生产重要前提条件, 齿轮制造时可能存在误差、装配工艺不当或操作维护不到位, 齿轮在运转时会产生多种形式的失效, 包括齿轮齿面磨损、齿面胶合和擦伤、齿面接触疲劳、断齿等。文中对摇臂齿轮箱的结构进行了研究, 基于振动检测技术并通过信号的频谱诊断对齿轮箱中常见的各种故障诊断进行了分析, 包括齿面磨损、轮齿断裂以及箱体共振等故障。由于啮合频率或其谐波频率两存在一些间距的复杂变频, 其反映了振动信号的调制特征, 并在一定程度上表现了齿轮箱故障的发生来源, 其幅值反映了故障的严重程度, 该研究方法与方向具有广阔的应用和发展空间。

参考文献

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[2]李晓虎, 贾民平, 许飞云.频谱分析法在齿轮箱故障诊断中的应用[J].振动、测试与诊断, 2003, 9:32-35.

[3]周晓红.解决采煤机浮动油封的漏油问题[J].煤矿机械, 2008, 12:56-57.

[4]韩捷, 张琳娜.齿轮故障的振动机理研究[J].机械传动, 1997, 2:29-32.

采煤机摇臂传动系统行星架的分析 篇6

由于工作条件的不确定性, 以及截割对象的特殊性, 摇臂传动系统行星架可靠性已成为目前提高煤矿产量重要制约因素, 如何解决这一问题是国内外从事采煤机研究与设计人员所面对的一大难题。分析行星架的载荷大小以及受力情况与应力分布, 对于研究摇臂传动系统行星架的失效原因与破坏机理、对于改进行星架、提高其使用寿命和工作可靠性、重要的意义。为此, 本文将通过确定行星架花键一端所受切向与行星轮轴对行星架的切向载荷大小, 并利用ANSYS对摇臂传动系统行星架有限元分析[1]。

2 分析受力及载荷计算

2.1 行星架花键受力分析

采煤机截割煤过程中时, 行星架受两个扭矩作用, 一个来自滚筒, 另一个来摇臂内部的传动机构。分析行星机构所受情况:

行星机构所受总的扭矩

行星架花键一端所受切向力:

则每个花键所受切向力:

考虑到花键压力角α=300, 作用在花键侧面的力:

作用在花键侧面积上的应力:

式中n——采煤机截割部输出转速 (低速) , r/min;P——截割电机功率, kw;D1——花键分度圆直径, mm;A1——花键侧面积, mm2。

2.2 行星轮轴对行星架的切向力

工作过程中行星轮轴与行星架接触面均为轴孔的半面, 因此为四行星机构, 则施加在每侧轴孔半面上的切向力为:

每侧孔半面的面积:

则每侧轴孔半面的切向应力:

式中:m——花键个数;D2——行星轮轴心到行星架轴心的距离mm;l1——行星架一侧一轴孔的深度, mm;l2——行星架一侧另一轴孔的深度, mm;d1——行星架一侧一轴孔的直径, mm;d2——行星架一侧另一轴孔的直径, mm。

3 行星架的有限元分析

3.1 有限元模型的建立及网格划分

依据MG2×150/700-WD型采煤机结构尺寸, 利用Pro/Engineer建立摇臂传动系统行星架的三维实体图, 考虑到施加载荷及网格划分方便, 将原有三维图进行部分修改 (51个花键改为5个花键, 花键长度变为100mm) , 完全不会影响计算结果[2]。然后在ANSYS中用Import将实体导入, 再对图形进行拓扑处理及修理, 完成三维实体模型的建立。

3.2 加载和约束

为简化分析, 作如下假设:将与花键一端相对应的圆环面完全固定约束, 载荷分别加在花键侧面及行星架轴孔半侧面, 方向相反。

3.3求解及结果分析

当模型、网格、约束及加载均已完成后, 利用有限元分析软件ANSYS对行星架在工作状态下的各个参数进行求解。图1为截齿与齿座的受力变形结果, 图中虚线为变形前情形, 阴影为变形后的图形。由图可知, 截齿的最大变形发生在刀头部位, 而且变形量较大, 最大变形量为0.62mm;齿座的最大变形发生在齿座前部, 为0.18mm。

由图1和图2可知, 模型所受最大应力值为, 出现在行星架轴孔的底部, 与预想的基本一致, 并且此行星架为锻件, 材料采用35Cr Mn Si, 屈服应力, 安全系数, 当行星架为铸件时, 材料采用ZG35Cr Mn Si, 屈服应力, 安全系数[5]。

4 结论

4.1通过对MG2×150/700-WD型采煤机摇臂传动系统行星架有限元分析, 得到其应力大小和分布规律, 找出了强度的薄弱环节, 所结果与实际的损坏现象一致。

应力点处进行合理的处理, 减小应力集中, 避免局部破坏。所以改善行星架受力状况, 有针对性地采取措施, 可以减少行星架的损坏, 提高其使用寿命和工作可靠性。

参考文献

[1]赵丽娟, 陈令国, 刘红梅.矿用减速器行星架的有限元分析, 2007.28 (1) :51-52.

[2]陆仲绩, 冯经若.行星架的有限元分析[J].煤矿机电, 1996.6:17-21.

[3]张朝晖.ANSYS8.0结构分析及实例解析[M].北京:机械工业出版社, 2005.

[4]王明远, 周思柱.基于ANSYS的辊压机用行星减速器行星架应力分析[J].机电设备, 2008.3:1-2.

摇臂结构分析论文 篇7

在泥泞、冰雪路面或山区公路上行驶的汽车, 需要对汽车进行持续的制动, 使汽车持续减速或稳定车辆行驶速度。如果仅靠整车制动系的话, 制动器会因长时间频繁工作使温度升高产生热衰退甚至完全失效, 因而有必要设置辅助制动系来分担整车制动系的工作, 减少制动系统的磨损及轮胎因制动而增加的损耗, 从而延长整车制动系的寿命, 提高整车的行驶安全性和和驾乘舒适性。

柴油机上广泛采用关闭排气管道的制动装置, 使用时驾驶员脚踩驾驶室底板上的制动按钮, 同时停油机构开始工作切断柴油机的燃料供给。排气制动蝶阀将在推杆的推动下关闭排气通道阻碍缸内废气的排出, 这样本来为汽车提供动力源的柴油机在汽车传动系的反拖动下类似于压缩机工作。此时排气通道中的废气压力急剧上升, 相邻气缸的排气产生的压力大于气门弹簧的预紧力时, 会导致处于吸气冲程下止点附近气缸的排气门自动打开。

1 故障现象

我公司某型号直列4缸柴油机在台架上用倒拖方法进行排气制动工况的模拟测试。当试验运行至第7个循环时, 发动机功率突降并出现异响, 停机检查发现第4缸摇臂轴排气侧断裂 (图1) , 同时发现第4缸活塞与排气门有碰撞痕迹 (图2) , 对配气机构其它零部件如推杆、摇臂、气门等进行检查, 未发现异常现象。

2 失效原因分析及试验研究

2.1 摇臂轴失效件分析及有限元计算

2.1.1 断口分析和理化检验

从失效件断口判断, 摇臂轴无疲劳特征, 具体见图4。

为进一步分析摇臂轴的断裂原因, 对其表面硬度、化学成分和金相进行理化检验, 结果见表1, 检测项目均符合设计要求。

2.1.2 有限元分析

为进一步分析摇臂轴设计是否存在不足, 对其进行强度和疲劳寿命的有限元分析, 计算过程中设置为两个载荷步:预紧载荷和推杆作用载荷。经计算在过渡圆角处存在应力过大区域, 最大应力值为175.7MPa, 安全系数为3.09, 满足强度要求。

根据有限元计算结果, 计算摇臂座的疲劳寿命大于107, 满足疲劳设计要求。

2.2 摇臂轴断裂的原因分析

根据2.1对摇臂轴断口、理化检验和有限元的分析结果, 同时结合现场图片可推断摇臂轴发生断裂的原因应是排气门与活塞碰撞, 分析如下:

2.3 排气门与活塞运动间隙的试验研究

为进一步确认摇臂轴的失效原因, 有必要对制动工况下缸内活塞与排气门运动过程中的间隙进行试验研究。

2.3.1 理论压缩余隙、排气门与活塞间隙的计算

按照试验柴油机的总装技术条件规定, 根据活塞凸出量选择不同压紧厚度的气缸盖垫片, 由此可计算出压缩余隙如下表。

(单位:mm)

根据表2压缩余隙理论计算结果和气门凹入度设计规定值, 可计算出在气门关闭状态下活塞顶面气门凹坑与气门理论间距情况。

2.3.2 活塞与排气门间隙的动态测试

试验采用电力测功机倒拖方法, 在不同的排气制动蝶阀开度下, 调整排气背压值, 并记录不同曲轴转角下的气门升程。测试台架试验系统见图8, 该系统中排气制动蝶阀装在排气管路上, 压力传感器装在排气制动蝶阀前面测量排气背压, 位移传感器安装在弹簧上座上用于测量气门升程, 而角标仪安装在曲轴前端用于测量曲轴转角。

为后续准确计算排气门与活塞的运动间隙, 需要在装配前测量下列项目:

a) 、气门凹入度;

b) 、排气门凹坑深度;

c) 、压缩余隙, 采用压铅法测量;

d) 、活塞在不同曲轴转角下的位移。测量时用图8所示台架系统的同一套位移传感器与角标仪在气缸盖装配前测量。

上述a、b、c、d项实际测量值见表4。

在上述准备工作完成后, 可以进行排气门与活塞间隙的动态测试, 试验运行倒拖工况如下:

a) 在3000r/min和3300r/min两个发动机转速下进行测试。经与整车厂沟通, 了解到试验柴油机在使用排气制动时, 平均车速为25km/h, 此时多数驾驶员将变速箱置于2档, 对应发动机速度为2813r/min。

b) 排气背压≤270k Pa, 此值为试验机型在排气制动蝶阀全关闭状态下的排气背压值。

c) 为确保试验运行的安全性, 当活塞与排气门间隙为0.5mm左右时, 停止进行后续间隙的测试。

由台架试验测试结果表5来看, 在排气制动工况下, 当排气背压超过127k Pa时排气门出现了反跳, 而随着背压值和转速的升高, 反跳的幅度加大。由此推断摇臂轴断裂的原因是排气门与活塞碰撞, 具体分析如下:试验柴油机采用了与气门“零间隙”的液压挺柱结构, 其间隙调节范围为2.38mm, 摇臂比为1.4722, 因而在3.5mm范围内会自动补偿排气门与摇臂间产生的间隙, 使排气门保持开启状态, 此提高了制动效率, 对排气制动来讲是有利的部分。但当活塞运行至排气上止点时, 此时活塞与排气门的间隙很小 (理论最小间隙为1.019mm) , 因排气门出现反跳, 且液压挺柱受到推杆传来的压力, 来不及泄油, 使排气门的开启量增加, 造成活塞与气门碰撞, 而此碰撞贯穿在柴油机高速运转的全过程中, 并最终导致摇臂轴出现了断裂失效。

3 解决措施

由以上分析情况来看, 为解决排气辅助制动工况下摇臂轴断裂问题, 可从以下几个方面着手减小排气门与活塞碰撞的可能性:

a) 提高弹簧预紧力, 可通过改变弹簧刚度或增加自由高度。这样使弹簧在较小的压缩量下即可平衡排气背压, 减少气门反跳量。

b) 通过增加活塞避碰坑的深度, 加大活塞与气门的间隙, 但避碰坑深度增加必须同时兼顾到发动机性能。

c) 减小液压挺柱的间隙调节范围。

摘要：某四缸柴油机在电力测功机台架上采用倒拖方法进行排气制动工况模拟试验时, 功率突然下降, 拆机检查发现摇臂轴断裂且排气门与活塞有碰撞痕迹。本文借助有限元计算、断口分析和理化检验等手段对故障件进行分析, 同时在试验台架上测量活塞与排气门的运动间隙。经分析和试验研究发现在制动工况下排气门出现反跳导致活塞与排气门碰撞是摇臂轴断裂的主要原因。

关键词：排气制动,摇臂轴,断裂,试验

参考文献

[1]周龙保.内燃机学.北京, 机械工业出版社, 1999.44~81

[2]孙智, 江利, 应鹏展.失效分析北京, 机械工业出版社, 2009.9

[3]姜锡山, 赵晗.钢铁显微断口速查手册北京, 机械工业出版社, 2010