| |
|
| |
 |
回轉支承早期斷齒分析及解決措施 |
| |
造成挖掘機用回轉支承早期失效的主要原因有二條：一是斷齒；二是滾道破壞。其中，斷齒是主要原因，占90％以
上，且絕大多數發生在挖掘機出廠后六個月以內。這不但嚴重困擾著回轉支承制造廠產品質量信譽，同時也對主機廠產
品市場造成不利影響，因此認真解決好這一問題是回轉支承制造廠和主機廠的共同的目標和責任，也是雙方進一步合作
共同發展的根本保證。
因斷齒而使回轉支承早期失效的根本原因是什么呢？設計問題；制造問題，材質問題；裝配問題還是使用問題。透
過下列現象不難發現問題的本質之所在：
① 在過去的十二年里，馬鞍山回轉支承廠共為各類主機配套回轉支承二萬余套，除挖掘機行業外，僅有一起回轉
支承斷齒記錄，而且是發生在晚期。當然，挖掘機的工況較塔吊、汽車吊等其它大部分使用回轉支承的行業的主機工況
要惡劣，回轉速度較快，沖擊負荷也較大，斷齒的可能性相應地也大些，這也是不爭的事實。因此，挖掘機用回轉支承
的模數較同一滾道直徑的其它行業主機用回轉支承要大一檔，而且是硬齒面（一般在47HRC～58HRC之間選取不同的硬度
段），基本滿足了挖掘機對回轉支承齒輪的要求。雖然統計資料表明挖掘機用回轉支承早期斷齒的概率大于其它主機
，但也僅限于極少的二、三種挖掘機上，大部分機種極少有回轉支承早期斷齒事故發生。
② 從我們掌握的資料分析，國內外絕大多數20～22噸級的挖掘機使用的回轉支承齒輪模數都為10mm（或徑節
=2.5），熱處理和精度等級基本一致，國產挖掘機一般采用標準齒高和標準壓力角。回轉支承齒輪周向許用力Ｐ可按下
式計算：
P=Kz*m*b/78 (噸)
式中 Kz=(z/150)^(±0.09)外齒取＋；內齒取－
z－齒數m－模數mmb－齒寬mm
若設齒寬b=80；齒數z=90～110；且為內嚙合，則齒輪周向許用力為：
p=(90～110/150)^(-0.09)*10*80/78
=10.74～10.55(噸)
可見齒輪的周向許用力能夠滿足該噸級的挖掘機對回轉支承齒輪負荷要求，但在該級別中個別機型出現的回轉支承
早期斷齒率卻高達2%，其它絕大部分機型無此現象發生。
③ 通過對多起早期斷齒實物的分析研究發現，大部分斷齒發生在沿齒寬方向的上半部，一半以上的斷裂面與輪齒
的上端面相交，并成45°～60°左右的夾角，即使全齒脫落其裂紋也是自上而下擴張所致。齒輪受擠壓而產生的塑性變
形也相當明顯，且上部較下部嚴重得多，整圈齒槽寬都有不同程度變化，從下至上、從根至頂齒槽寬遞增。
我們是否可以認為：造成挖掘機回轉支承早期斷齒的作用力并非是周向回轉驅動力，而是與之嚙合的小齒輪對其施
加的徑向擠壓力，且擠壓時小齒輪的軸線與回轉支承齒輪軸線不平行。該力產生于挖掘過程中地面對斗的反作用力，由
于回轉支承有間隙的原故，與回轉支承內外圈分別聯接的上下兩部分在傾覆力矩的作用下，將發生在回轉支承通過大臂
的軸向剖面上的相對傾斜，同時產生沿回轉支承徑向與大臂反方向的相對位移，位移量與回轉支承徑向間隙相當。因與
回轉支承嚙合的小齒輪安裝在大臂的相反方向，當兩者齒側間隙過小時，位移尚未完成，小齒輪便壓上大齒輪，這種情
況下本應由回轉支承滾道承擔的負荷卻由齒輪擔當了，由于小齒輪是懸臂安裝原本傾斜的軸線在擠壓力的反作用下進一
步加劇，致使作用在大齒輪上的擠壓力集中在齒寬的上部。開始齒輪由塑性變形來補償齒側間隙的不足，隨著回轉支承
滾道的進一步磨合，其徑向間隙漸漸加大，而變形量卻是有限的。通過受力分析可以看到：小齒輪對大齒輪的擠壓力是
地面對斗的反作用力的幾倍甚至十幾倍，并且作用在齒廓上的力將被再一次放大，壓力角越小放大系數越大。這一經過
兩次放大的力足以造成大小齒輪斷齒。以上分析的結論與第③條現象是吻合的。
因此，筆者認為：回轉支承早期斷齒的根本原因是與小齒輪的配合側隙過小。建議側隙值不小于回轉支承徑向間隙
的1.25倍。值得參改的是，我廠近期為加拿大制造的四種型號的挖掘機用回轉支承的齒輪壓力角分別為25°和27°，國
內合資廠也有采用。這對提高齒輪抗徑向擠壓能力是有效的。
當然，諸如回轉支承材質缺陷；齒淬后殘余內應力較大、內部有裂紋；因回轉支承滾道失效回轉卡滯；挖掘機違章
操作等也可導致回轉支承齒輪早期失效，但應該分布面較廣且離散。
|
|
|
|
聯系方式