阿依仙母

（鐵建重工新疆有限公司，新疆 烏魯木齊 830009）

0 引言

拉桿是農(nóng)業(yè)機械中比較重要和常見的部件，例如廂式采棉機、打捆機、采棉打包一體機等設備中都有拉桿。拉桿的主要作用是支撐機架或者箱體，拉桿結(jié)構(gòu)是否合理以及是否具有足夠的安全系數(shù)，對機械裝備的穩(wěn)定性、安全性至關(guān)重要。實際工作中由于拉桿斷裂造成的事故也時有發(fā)生，因此深入研究拉桿結(jié)構(gòu)，確保其具有足夠的安全系數(shù)，以此來提升拉桿的使用壽命和設備的穩(wěn)定性、安全性意義重大。本文主要通過研究拉桿的失效形式，分析故障因素、改進拉桿結(jié)構(gòu)，確定拉桿強度計算方法，為拉桿的設計、制造和實際工程應用提供了參考。

1 故障分析

根據(jù)調(diào)研統(tǒng)計拉桿故障具體表現(xiàn)為：（1）拉桿油孔處斷裂（均在位于油孔處出現(xiàn)斷口）；（2）拉桿軸承孔變形；（3）關(guān)節(jié)軸承軸向跑偏；（4）關(guān)節(jié)軸承破裂，如圖1。以上故障導致拉桿斷裂并最終導致機架或者箱體掉落，受到不同程度的損壞，造成較大的經(jīng)濟損失。

圖1 拉桿故障

綜合表現(xiàn)為：（1）拉桿斷裂，均從拉桿油孔處變形、斷裂；（2）軸承孔變形，引起關(guān)節(jié)軸承破裂、關(guān)節(jié)軸承軸向跑偏。

具體故障可從人（人的要求）、機（工裝、設備、測量檢具等）、料（零部件、實物等）、法（標準、產(chǎn)品文件、工藝文件等）、環(huán)（環(huán)境因素等）、測（檢驗、測試、反饋等）等方面進行分析（圖2）。

圖2 魚骨圖

1.1 結(jié)構(gòu)設計失誤

現(xiàn)場分析發(fā)現(xiàn)，懸掛拉桿的斷裂均源于油孔位置，油孔結(jié)構(gòu)造成拉桿軸承孔壁的應力集中，局部強度不足，極大削弱了拉桿的整體強度。另外選用外圈倒角類型的關(guān)節(jié)軸承，但既未在拉桿軸承孔側(cè)面設計有供軸向固定收壓的溝槽，也未設計有用于軸向固定的結(jié)構(gòu)，造成關(guān)節(jié)軸承外圈的軸向定位不足。

1.2 仿形過于靈敏

經(jīng)現(xiàn)場調(diào)查反饋，執(zhí)行機構(gòu)在作業(yè)過程中，仿形過于靈敏，仿形碰到地面凸起后抬升懸掛的動作閾值設置較低，懸掛啟停瞬間產(chǎn)生慣性載荷（受到較大的慣性載荷沖擊）。在該慣性載荷的影響下，懸掛的功能實現(xiàn)正常，但增大了拉桿及軸承的最大工作應力峰值，對拉桿的斷裂變形及軸承的破裂存在很大的隱患。

1.3 材料的選用

拉桿的材料為40Cr（σb≥980 MPa，σs≥750 MPa），該材料具有良好的力學性能，選用該種材料能滿足拉桿的設計要求。

1.4 安裝工藝與方法

經(jīng)查閱相關(guān)關(guān)節(jié)軸承的安裝工藝資料與本拉桿關(guān)節(jié)軸承的裝配工藝對比發(fā)現(xiàn)，故障拉桿裝配缺乏關(guān)節(jié)軸承裝配專用設備，加之對關(guān)節(jié)軸承裝配工藝了解不足，造成軸承裝配工藝文件的不完善，未對安裝的關(guān)節(jié)軸承外圈進行收壓固定處理，造成關(guān)節(jié)軸承的外圈定位不足，導致使用過程中外圈跑偏[1]。

1.5 作業(yè)環(huán)境

作業(yè)田地凹凸不平，農(nóng)機裝備在行駛過程中顛簸較大，對拉桿產(chǎn)生一定的慣性沖擊，根據(jù)顛簸試驗條件參數(shù)估算得：Fd≤2×105N，原拉桿的設計未對該沖擊載荷進行充分的評估計算，與拉桿斷裂及軸承破裂有一定的關(guān)系。

1.6 過程檢測

缺乏相應的檢測手段、質(zhì)檢環(huán)節(jié)未對安裝后關(guān)節(jié)軸承的軸向位移做專項檢查，導致軸承外圈跑偏等問題未能及時發(fā)現(xiàn)。

2 故障解決方案

2.1 結(jié)構(gòu)設計改進

取消在危險截面上的油孔；加大拉桿尺寸，拉桿外徑SR由45 mm增至50 mm；拉桿厚度δ由22 mm增至28 mm，增加危險截面的面積；選用自潤滑關(guān)節(jié)軸承（GE30-FW-2RS）替換原潤滑型關(guān)節(jié)軸承（GE30-FO-2RS），避免油孔結(jié)構(gòu)，軸承額定動載荷由80 kN提高至約212 kN，動載荷承受能力得到加強；在拉桿軸承孔一側(cè)面設計有供軸向定位的凸臺，另一側(cè)面使用卡簧定位。

2.2 調(diào)整仿形的靈敏度

棉地局部路面存在平整度差的情況，采棉機行駛過程中采棉頭會根據(jù)仿形反饋，上下浮動頻繁，根據(jù)此種情況，經(jīng)過反復田間測試，發(fā)現(xiàn)較小的凸起，懸掛拉桿不抬升也不會影響棉花的采收質(zhì)量，故優(yōu)化調(diào)整仿形閾值至最優(yōu)值，既滿足采收又可以不碰撞損壞采頭。

2.3 安裝工藝與方法

軸承與軸承孔為過渡配合，當受到載荷時，軸承有跑偏的風險，通過增加軸向定位方式彌補軸承安裝的收壓固定，同時明確并編制下發(fā)工藝作業(yè)指導書，增加拉桿熱裝要求。

2.4 過程檢測

從設計源頭上，改進結(jié)構(gòu)，采用卡簧與拉桿孔壁擋肩對關(guān)節(jié)軸承進行軸向固定，避免了因漏檢軸向位移而導致的故障。

3 理論計算分析

拉桿一端通過與關(guān)節(jié)軸承、螺栓配合連接在機架上或箱體上。拉桿材料為40Cr，其材料力學性能參數(shù)如下：抗拉強度σb≥980 MPa，屈服強度σs≥785 MPa。首先，更改拉桿結(jié)構(gòu)，從多角度對比原拉桿、改進拉桿。

圖3 拉桿連接示意圖

3.1 拉桿抗拉強度計算[2-3]

式中：F—拉桿的軸向拉力，N；A—拉桿危險截面面積，mm2。

經(jīng)計算，在最大沖擊載荷下，拉桿軸向所受最大拉力F≤2×105N，拉桿的危險截面為b-b截面，其截面形狀示意圖如圖4。原拉桿的危險截面面積A1=606 mm2，改進拉桿的危險截面面積A2=1 232 mm2。

圖4 拉桿孔結(jié)構(gòu)示意圖

分別將A1、A2帶入（1）式求解得，σt1=330 MPa，σt2=162 MPa

40Cr的許用應力計算：

式中n--安全系數(shù)，取1.3（因為該拉桿的拉力為少數(shù)高峰動載荷作用下的取值）

將σb、σS和n的數(shù)值帶入（2）式，求解得：[σ]=565.8 MPa，此時σt1≤[σ]、σt1≤[σ]，故以上兩種拉桿在抗拉強度方面均滿足使用要求。

3.2 拉桿孔壁承壓應力計算[2-3]

式中d—拉桿孔徑，mm；δ—拉桿厚度，mm。

原拉桿厚度δ1=22 mm；改進后拉桿厚度δ2=28 mm；孔徑均為d=55 mm，帶入（3）式求解得：σc1=413 MPa，σc2=130MPa。

孔壁承壓許用應力[σc]=1.4[σ]，帶入數(shù)值求解得[σc]=686 MPa，σc1≤[σc]，σc2≤[σc]。

綜上，以上兩種拉桿孔壁在承壓強度方面均滿足使用要求。

3.3 拉桿孔的局部強度計算

拉桿孔壁上的載荷分布情況與配合形式等有關(guān)，根據(jù)拉桿孔與關(guān)節(jié)軸承的結(jié)構(gòu)形式和受力特點，拉桿孔與關(guān)節(jié)軸承為過渡配合，拉桿的孔壁上承受正弦分布的載荷，如圖5。

圖5 拉桿孔壁載荷分布

根據(jù)平面曲梁理論計算拉桿孔危險截面上的應力[4]，結(jié)合拉桿孔結(jié)構(gòu)的受力特點，拉桿孔截面載荷的受力分析如圖6所示。因為本拉桿孔的b-b截面上開有油孔，故b-b截面為危險截面。

圖6 截面載荷示意圖

由平面曲梁的應力公式計算b-b截面的應力：

式中A—危險截面的面積，mm2；K—截面系數(shù)，對于矩形截面—截面形心層曲率半徑（對于矩形截面

對于原有拉桿，截面形心層半徑R1=36.25 mm，h1=17.5 mm，開有油孔一端截面面積A1=246 mm2。將數(shù)值帶入平面曲梁的應力公式求解得：K1=0.020，σ1內(nèi)b=1 558 MPa，σ1外b=-421.6 MPa；此時σ1內(nèi)b＞[σ]，原拉桿孔的尺寸結(jié)構(gòu)不能滿足孔的局部強度要求。

對于改進后的拉桿，截面形心層半徑R2=38.75 mm，h2=22.5 mm，一端截面面積A2=616.185 mm2。將數(shù)值帶入平面曲梁的應力公式求解得：K2=0.0296，σ2內(nèi)b=557.6 MPa，σ2外b=-102.9 MPa；此時σ2內(nèi)b＜[σ]，σ2外b＜[σ]，改進拉桿孔的尺寸結(jié)構(gòu)能滿足孔的局部強度要求。

通過理論分析計算，改進結(jié)構(gòu)完全滿足使用要求。

4 結(jié)束語

從市場的調(diào)研情況來看，通過以上多維度的優(yōu)化改進，拉桿的使用壽命得到了顯著的提升，經(jīng)過多個采季的驗證，再無拉桿斷裂故障出現(xiàn)，表明此問題已得到根本的解決。