1 故障現(xiàn)象
1 臺新型山推大功率推土機進行試驗驗證，當運行到 1157h 后,，其推土鏟傾斜缸活塞桿耳環(huán)斷裂并被拉伸變形,，如圖 1 所示,。該傾斜缸底座端通過銷軸安裝在推土鏟推桿上，活塞桿耳環(huán)端通過關節(jié)軸承和銷軸安裝在推土鏟上,。在作業(yè)過程中,，傾斜缸對推土鏟起到支撐和調節(jié)傾斜角度的作用。我們采用多種分析方法,，查找該故障的原因,，并提出改進措施。
2 原因分析
2.1 耳環(huán)結構強度
將斷裂的耳環(huán)與圖紙進行對照,，發(fā)現(xiàn)耳環(huán)實物與圖紙不符：圖紙上耳環(huán)和活塞桿的焊縫,，與耳環(huán)內徑最大距離為 45mm，耳環(huán)壁厚由此處開始逐漸變薄,，但是耳環(huán)實物卻是壁厚為 15mm的圓環(huán),。這說明耳環(huán)未按設計圖紙加工,，造成其強度降低?；钊麠U耳環(huán)設計尺寸如圖 2 所示,。
由于耳環(huán)斷裂部位較薄，其與活塞桿焊接時產(chǎn)生的高溫可造成耳環(huán)焊接部位強度降低,，可導致其受力時被拉斷,。觀察該耳環(huán)在斷裂之前形成的貝紋線，可知該耳環(huán)為疲勞斷裂,。
2.2 關節(jié)軸承運動角度
傾斜缸活塞桿耳環(huán)內徑安裝的關節(jié)軸承代號為 GB9163-GEG50ES-2RS,，其傾斜角為17°。以推土鏟作業(yè)狀態(tài)對關節(jié)軸承的運動角度進行有限元仿真分析（CAE）,，發(fā)現(xiàn)此處關
節(jié)軸承最大傾斜角度僅為 1.13°,，在該關節(jié)軸承允許傾斜角度之內，故選用該關節(jié)軸承沒有問題,。關節(jié)軸承運動分析結果如圖 3 所示,。
2.3 耳環(huán)壁厚安全系數(shù)
根據(jù)該推土機液壓系統(tǒng)工作壓力，耳環(huán)選用 45# 鋼制作,。我們按照以下公式計算該耳環(huán)
壁厚安全系數(shù)：
K=（2×σs×A1）/（P×A2）
式中：K——耳環(huán)壁厚安全系數(shù),；
σs——材料屈服強度；
A1——耳環(huán)厚度截面積,；
P——液壓系統(tǒng)工作壓力,；
A2——活塞最大作用面積。
將相關數(shù)據(jù)代入上述公式,，經(jīng)計算得出活塞桿耳環(huán)壁厚安全系數(shù)為 2.4,，而其他機型活塞桿耳環(huán)壁厚安全系數(shù)為 3.5 ～ 7，由此得知該傾斜缸活塞桿耳環(huán)壁厚安全系數(shù)偏低,。
2.4 有限元仿真分析
使用有限元仿真分析軟件（CAE）對傾斜缸活塞桿耳環(huán)進行應力分析,，分析結果如圖 4所示。從圖 4 可以看出,，在活塞桿耳環(huán) R20 的倒圓角處應力最大,，為 459.9MPa，超過了該耳環(huán)選用的 45# 鋼 355MPa 的屈服極限,。
2.5 材料性質分析
金相組織 為了更全面找出活塞桿耳環(huán)斷裂原因,，我們在缸活塞桿耳環(huán)斷裂處取材（切片），對其材料的金相組織進行理化分析,。我們在電子顯微鏡下觀察斷裂活塞桿耳環(huán)的金相組織主要是鐵素體＋珠光體,。調質處理后的 45# 鋼，其金相組織應為均勻且彌散分布的回火索氏體，故判定該活塞桿耳環(huán)斷裂處金相組織為不合格,。耳環(huán)斷裂處金相組織分布如圖 5 所示,。
硬度 測試斷裂耳環(huán)的硬度為 118HB，而調質處理后的 45# 鋼硬度應為 229 ～ 277HB,，故判定斷裂耳環(huán)的硬度不合格,。
化學成分 按照設計要求，耳環(huán)為 45# 鋼,。檢測斷裂耳環(huán)的化學元素成分,，與 45# 鋼化學成分對比差異很大，斷裂活塞桿耳環(huán)的 C（碳）,、Mn（錳）,、Cr（鉻）、Ni（鎳）等元素的含量與 20# 鋼相符,，故其材質不合格,。這有可能是在下料時，錯將 20# 鋼用于加工該耳環(huán),。斷裂耳環(huán)主要化學元素成分與 45# 鋼對比如附表所示。
20# 鋼的強度極限比 45# 鋼小很多：45#鋼調質處理后的屈服極限 σs 為 355MPa,，而 20#鋼調質處理后的屈服極限 σs 僅為 245MPa,。由此可以判定：斷裂耳環(huán)使用 20# 鋼制作，其強度不能滿足設計要求,，是造成該耳環(huán)疲勞斷裂的主要原因,。
3 改進措施
根據(jù)故障原因分析結果，經(jīng)再次使用有限元仿真分析軟件（CAE）對傾斜缸活塞桿耳環(huán)進行應力分析后,，最終確定對該型推土鏟傾斜缸活塞桿耳環(huán)結構進行以下 3 項改進：一是活塞桿耳環(huán)必須使用 45# 鋼材加工制作并進行調質處理,；二是將活塞桿耳環(huán)壁厚由 15mm 增大到 30mm；三是將耳環(huán)與活塞桿之間的過渡圓角半徑由 20mm 增大到 30mm,。
我們要求生產(chǎn)廠家按照以上改進措施試制1 件傾斜缸,，裝機后經(jīng)過一段時間使用驗證，傾斜缸活塞桿耳環(huán)處未再出現(xiàn)斷裂故障,，此項改進取得了預期效果,。
作者：關祥龍 余麗艷 楊麗霞
來源：《工程機械與維修》2018年第四期
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修機｜推土機推土鏟傾斜缸活塞桿耳環(huán)斷裂原因及改進措施
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1 故障現(xiàn)象
1 臺新型山推大功率推土機進行試驗驗證，當運行到 1157h 后,，其推土鏟傾斜缸活塞桿耳環(huán)斷裂并被拉伸變形,，如圖 1 所示,。該傾斜缸底座端通過銷軸安裝在推土鏟推桿上，活塞桿耳環(huán)端通過關節(jié)軸承和銷軸安裝在推土鏟上,。在作業(yè)過程中,，傾斜缸對推土鏟起到支撐和調節(jié)傾斜角度的作用。我們采用多種分析方法,，查找該故障的原因,，并提出改進措施。
2 原因分析
2.1 耳環(huán)結構強度
將斷裂的耳環(huán)與圖紙進行對照,，發(fā)現(xiàn)耳環(huán)實物與圖紙不符：圖紙上耳環(huán)和活塞桿的焊縫,，與耳環(huán)內徑最大距離為 45mm，耳環(huán)壁厚由此處開始逐漸變薄,，但是耳環(huán)實物卻是壁厚為 15mm的圓環(huán),。這說明耳環(huán)未按設計圖紙加工,，造成其強度降低?；钊麠U耳環(huán)設計尺寸如圖 2 所示,。
由于耳環(huán)斷裂部位較薄，其與活塞桿焊接時產(chǎn)生的高溫可造成耳環(huán)焊接部位強度降低,，可導致其受力時被拉斷,。觀察該耳環(huán)在斷裂之前形成的貝紋線，可知該耳環(huán)為疲勞斷裂,。
2.2 關節(jié)軸承運動角度
傾斜缸活塞桿耳環(huán)內徑安裝的關節(jié)軸承代號為 GB9163-GEG50ES-2RS,，其傾斜角為17°。以推土鏟作業(yè)狀態(tài)對關節(jié)軸承的運動角度進行有限元仿真分析（CAE）,，發(fā)現(xiàn)此處關
節(jié)軸承最大傾斜角度僅為 1.13°,，在該關節(jié)軸承允許傾斜角度之內，故選用該關節(jié)軸承沒有問題,。關節(jié)軸承運動分析結果如圖 3 所示,。
2.3 耳環(huán)壁厚安全系數(shù)
根據(jù)該推土機液壓系統(tǒng)工作壓力，耳環(huán)選用 45# 鋼制作,。我們按照以下公式計算該耳環(huán)
壁厚安全系數(shù)：
K=（2×σs×A1）/（P×A2）
式中：K——耳環(huán)壁厚安全系數(shù),；
σs——材料屈服強度；
A1——耳環(huán)厚度截面積,；
P——液壓系統(tǒng)工作壓力,；
A2——活塞最大作用面積。
將相關數(shù)據(jù)代入上述公式,，經(jīng)計算得出活塞桿耳環(huán)壁厚安全系數(shù)為 2.4,，而其他機型活塞桿耳環(huán)壁厚安全系數(shù)為 3.5 ～ 7，由此得知該傾斜缸活塞桿耳環(huán)壁厚安全系數(shù)偏低,。
2.4 有限元仿真分析
使用有限元仿真分析軟件（CAE）對傾斜缸活塞桿耳環(huán)進行應力分析,，分析結果如圖 4所示。從圖 4 可以看出,，在活塞桿耳環(huán) R20 的倒圓角處應力最大,，為 459.9MPa，超過了該耳環(huán)選用的 45# 鋼 355MPa 的屈服極限,。
2.5 材料性質分析
金相組織 為了更全面找出活塞桿耳環(huán)斷裂原因,，我們在缸活塞桿耳環(huán)斷裂處取材（切片），對其材料的金相組織進行理化分析,。我們在電子顯微鏡下觀察斷裂活塞桿耳環(huán)的金相組織主要是鐵素體＋珠光體,。調質處理后的 45# 鋼，其金相組織應為均勻且彌散分布的回火索氏體，故判定該活塞桿耳環(huán)斷裂處金相組織為不合格,。耳環(huán)斷裂處金相組織分布如圖 5 所示,。
硬度 測試斷裂耳環(huán)的硬度為 118HB，而調質處理后的 45# 鋼硬度應為 229 ～ 277HB,，故判定斷裂耳環(huán)的硬度不合格,。
化學成分 按照設計要求，耳環(huán)為 45# 鋼,。檢測斷裂耳環(huán)的化學元素成分,，與 45# 鋼化學成分對比差異很大，斷裂活塞桿耳環(huán)的 C（碳）,、Mn（錳）,、Cr（鉻）、Ni（鎳）等元素的含量與 20# 鋼相符,，故其材質不合格,。這有可能是在下料時，錯將 20# 鋼用于加工該耳環(huán),。斷裂耳環(huán)主要化學元素成分與 45# 鋼對比如附表所示。
20# 鋼的強度極限比 45# 鋼小很多：45#鋼調質處理后的屈服極限 σs 為 355MPa,，而 20#鋼調質處理后的屈服極限 σs 僅為 245MPa,。由此可以判定：斷裂耳環(huán)使用 20# 鋼制作，其強度不能滿足設計要求,，是造成該耳環(huán)疲勞斷裂的主要原因,。
3 改進措施
根據(jù)故障原因分析結果，經(jīng)再次使用有限元仿真分析軟件（CAE）對傾斜缸活塞桿耳環(huán)進行應力分析后,，最終確定對該型推土鏟傾斜缸活塞桿耳環(huán)結構進行以下 3 項改進：一是活塞桿耳環(huán)必須使用 45# 鋼材加工制作并進行調質處理,；二是將活塞桿耳環(huán)壁厚由 15mm 增大到 30mm；三是將耳環(huán)與活塞桿之間的過渡圓角半徑由 20mm 增大到 30mm,。
我們要求生產(chǎn)廠家按照以上改進措施試制1 件傾斜缸,，裝機后經(jīng)過一段時間使用驗證，傾斜缸活塞桿耳環(huán)處未再出現(xiàn)斷裂故障,，此項改進取得了預期效果,。
作者：關祥龍 余麗艷 楊麗霞
來源：《工程機械與維修》2018年第四期
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