重載機(jī)器人用取力傳動機(jī)構(gòu)十字軸失效分析及改進(jìn)設(shè)計

徐傳勝 張延強(qiáng)

摘 ? 要：針對某重載機(jī)器人系統(tǒng)的取力傳動機(jī)構(gòu)十字軸工作時發(fā)生斷裂的問題，建立了故障樹，并對故障樹所列原因逐一排查分析，準(zhǔn)確地定位了十字軸斷裂問題產(chǎn)生的原因，為失效萬向節(jié)端凸緣叉制造質(zhì)量不滿足設(shè)計要求，對十字軸造成附加載荷，同時十字軸設(shè)計強(qiáng)度裕度偏低，導(dǎo)致十字軸發(fā)生脆性斷裂。分析了其失效機(jī)理，提出了有效的改進(jìn)方案及驗證措施，為后續(xù)的取力傳動機(jī)構(gòu)十字軸改進(jìn)設(shè)計提供了一定的參考。

關(guān)鍵詞：十字軸 ?失效機(jī)理 ?改進(jìn)設(shè)計 ?驗證措施

中圖分類號：U463.2 ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 文章編號：1674-098X（2020）06（a）-0118-04

1 ?故障現(xiàn)象

取力傳動機(jī)構(gòu)主要由凸緣叉、十字軸萬向節(jié)叉等部分組成。在實際工作過程中取力傳動機(jī)構(gòu)中的十字軸突然發(fā)生斷裂現(xiàn)象。經(jīng)對失效十字軸宏觀檢查發(fā)現(xiàn)：（1）斷裂部位為十字軸中間部位;（2）十字軸沿相互垂直交叉的四個夾角面開裂分成四部分;（3）軸承碗內(nèi)油脂充分，潤滑良好;（4）十字軸外圓未發(fā)現(xiàn)壓痕;（5）凸緣叉裝配滾針軸承套的叉臂發(fā)生明顯扭轉(zhuǎn);（6）十字軸柱發(fā)生偏轉(zhuǎn)。十字軸斷裂宏觀形貌，如圖1所示。

2 ?故障分析

2.1 建立故障樹

針對可能造成十字軸斷裂的原因，根據(jù)故障發(fā)生過程的描述和對故障件的檢查結(jié)果，以十字軸斷裂為頂事件，結(jié)合十字軸損壞的可能原因列故障樹，如圖2所示，并對故障樹所列原因逐一排查分析。

2.2 傳動機(jī)構(gòu)設(shè)計強(qiáng)度不足

系統(tǒng)實際工作時，使用負(fù)載對傳動機(jī)構(gòu)輸入的扭矩：T實=880.4N.m，取力傳動機(jī)構(gòu)額定扭矩：T額=1200 N·m，1.25T實

十字軸材質(zhì)為20Cr，該材料在滲碳淬火狀態(tài)下屈服強(qiáng)度：σs=540MPa，抗拉強(qiáng)度：σb=835MPa。通過ABAQUS軟件分別在1200N·m和900N·m的負(fù)載扭矩作用下對十字軸進(jìn)行了有限元分析，得到十字軸的應(yīng)力分布云圖，如圖3所示。經(jīng)分析可知，該十字軸在1200N·m的負(fù)載扭矩作用下，十字軸油嘴孔的邊緣處存在應(yīng)力集中，最大計算應(yīng)力為778.7MPa，超過20Cr材料的屈服強(qiáng)度值540MPa。對十字軸施加900N·m負(fù)載進(jìn)行計算分析，最大應(yīng)力值584MPa，發(fā)生在十字軸油杯孔口位置，同樣超出了20Cr材質(zhì)十字軸的屈服強(qiáng)度。

綜上所述，不能排除20Cr材質(zhì)十字軸由于強(qiáng)度不足而產(chǎn)生斷裂的原因。

2.3 十字軸材料缺陷

十字軸材質(zhì)為20Cr，圖樣要求表面進(jìn)行淬硬處理（滲碳），淬硬層深度要求為0.8～1.2mm、硬度HRC59-64，心部硬度要求為HRC25～45。將斷面置于掃描電鏡下進(jìn)行微觀形貌觀察和能譜分析，源區(qū)位于表面，源區(qū)及距表面深約1.5mm區(qū)域內(nèi)的斷面均呈沿晶及少量穿晶形貌，其它區(qū)域斷面均呈準(zhǔn)解理形貌，斷面上未見明顯材料缺陷，如圖4所示。對斷面進(jìn)行能譜分析，主要含有Fe、Cr（0.9%）、Mn（0.7%）元素，主要合金元素及含量基本符合20Cr的要求，如圖5所示。

2.4 十字軸熱處理缺陷

（1）斷口分析。

將斷面置于掃描電鏡下進(jìn)行微觀形貌觀察分析，斷口處的滲碳層厚度約為1.2～1.4mm，如圖6所示。分析結(jié)果表明滲碳層的斷裂呈現(xiàn)脆性沿晶斷裂和韌性斷裂的混合斷裂特征。

（2）硬度及金相組織分析。

對淬硬層及心部分別進(jìn)行顯微硬度測試，測試結(jié)果表明十字軸表面淬硬層硬度及心部硬度均符合設(shè)計要求，測試結(jié)果詳見表1。

斷裂十字軸金相組織分析樣品從斷裂的凸緣叉端的斷軸上制取，取自斷口下、潤滑油杯上的部分，金相組織分析如圖7所示。分析結(jié)果表明：斷裂十字軸金相組織中出現(xiàn)很明顯的晶界鐵素體組織，俗稱網(wǎng)狀鐵素體，網(wǎng)狀鐵素體的存在會明顯降低材料的力學(xué)性能，特別是會明顯增加材料脆性。因此，網(wǎng)狀鐵素體是引起十字軸發(fā)生脆性斷裂的原因之一。

2.5 凸緣叉硬度偏低

凸緣叉為鍛件，材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度要求為HB229～269。對失效傳動機(jī)構(gòu)的宏觀檢查發(fā)現(xiàn)，因斷裂而分成兩部分與傳動機(jī)構(gòu)相連接的萬向節(jié)叉上的十字軸柱體未見明顯幾何位置改變，但是與取力齒輪箱相連接的凸緣叉上的兩個十字軸柱體發(fā)生明顯偏轉(zhuǎn)，如圖8中a）圖所示。將滾針軸承套從凸緣叉上拆卸下來后，觀察凸緣叉上的軸承套孔表面發(fā)現(xiàn)，軸承套孔局部呈現(xiàn)明顯研磨痕跡，如圖8中b）圖所示，軸承套孔內(nèi)表面因研磨氧化而呈黃褐色，而套孔最外緣因未受到研磨的作用而仍然保持金屬光澤。這種研磨痕跡表明，由于發(fā)生了滾針軸承和軸承套孔之間的不均勻研磨，致使軸承套孔表面因研磨受熱而呈現(xiàn)氧化現(xiàn)象。

對凸緣叉的金相組織及力學(xué)性能等進(jìn)行分析，凸緣叉臂金相組織如圖9。分析表明凸緣叉臂為正火狀態(tài)，金相組織為鐵素體加珠光體;對凸緣叉所進(jìn)行的硬度檢驗結(jié)果為HB210，但技術(shù)文件中要求的45鋼調(diào)質(zhì)后硬度應(yīng)達(dá)到HB229～269。以上結(jié)果得出，失效傳動機(jī)構(gòu)凸緣叉不滿足45鋼調(diào)質(zhì)后性能要求，硬度偏低，軸承孔在脈動力作用下逐漸產(chǎn)生變形，使軸承套與孔之間產(chǎn)生相互運動，造成軸承套孔研磨擴(kuò)孔，對傳動機(jī)構(gòu)產(chǎn)生附加載荷。

2.6 缺潤滑脂燒蝕

經(jīng)拆檢，取力傳動機(jī)構(gòu)兩端萬向節(jié)油脂充分，潤滑良好，且無燒蝕痕跡，排除萬向節(jié)缺潤滑脂燒蝕損壞的原因。

2.7 安裝不合理

故障發(fā)生后，對故障取力傳動機(jī)構(gòu)的安裝進(jìn)行了復(fù)查，斷裂傳動機(jī)構(gòu)兩端連接螺栓，未發(fā)現(xiàn)松動現(xiàn)象。實測取力齒輪箱法蘭盤與中間支撐齒輪箱法蘭盤之間的空間距離為886mm，符合傳動機(jī)構(gòu)設(shè)計長度862～920mm要求。復(fù)查設(shè)計文件，傳動機(jī)構(gòu)安裝角度4.6°，小于該傳動機(jī)構(gòu)許用安裝角度6°。經(jīng)上述檢查，排除傳動機(jī)構(gòu)安裝不合理原因。

2.8 傳動機(jī)構(gòu)動不平衡

傳動機(jī)構(gòu)動不平衡是傳動系彎曲振動的激力源。如果不平衡，旋轉(zhuǎn)的傳動機(jī)構(gòu)因其質(zhì)量偏心產(chǎn)生的離心慣性力，是引起傳動機(jī)構(gòu)彎曲振動的干擾力，傳動機(jī)構(gòu)運動過程中兩端萬向節(jié)叉將因產(chǎn)生附加彎矩而早期損壞。

該傳動機(jī)構(gòu)動平衡技術(shù)要求為不平衡量小于40g·cm，廠家在該機(jī)構(gòu)出廠前嚴(yán)格按技術(shù)要求進(jìn)行了動平衡，動平衡報告結(jié)果為左右兩面分別為22g·cm和17g·cm，結(jié)果滿足要求。故障發(fā)生后檢查發(fā)現(xiàn)，該傳動機(jī)構(gòu)平衡塊完好、裝配標(biāo)記對正，排除傳動機(jī)構(gòu)動不平衡原因。

2.9 過載沖擊

如果傳動機(jī)構(gòu)所受瞬時沖擊扭矩超過額定扭矩，便因強(qiáng)度不足而存在斷裂風(fēng)險。

通過無線扭矩測試設(shè)備對各工況下傳動機(jī)構(gòu)實際扭矩及運行過程中的發(fā)電機(jī)、電動機(jī)電流進(jìn)行了測試，測試結(jié)果表明，傳動機(jī)構(gòu)在系統(tǒng)各工況下的扭矩峰值最大值為874.3N·m，按照系統(tǒng)實際使用負(fù)載計算最大扭矩為880.4N·m，全工作流程實測扭矩并未超過該傳動機(jī)構(gòu)設(shè)計扭矩，排除傳動機(jī)構(gòu)過載損壞原因。

3 ?故障定位

綜上分析可知，該取力傳動機(jī)構(gòu)十字軸斷裂的質(zhì)量問題原因定位于失效萬向節(jié)端凸緣叉制造質(zhì)量不滿足設(shè)計要求，對十字軸造成附加載荷，同時十字軸設(shè)計強(qiáng)度裕度偏低，導(dǎo)致十字軸發(fā)生脆性斷裂。

4 ?機(jī)理分析

采用無線扭矩測試設(shè)備測得各工況下傳動機(jī)構(gòu)最大峰值扭矩為874.3N·m，發(fā)生在取力機(jī)構(gòu)掛接的瞬間，如圖10所示。對系統(tǒng)復(fù)核復(fù)算的最大負(fù)載扭矩880.4N·m，將傳動機(jī)構(gòu)額定扭矩定為900N·m，建立十字軸數(shù)模進(jìn)行計算分析，最大應(yīng)力為584MPa，位于油杯孔口位置。最大應(yīng)力超過了20Cr材質(zhì)滲碳淬火后的屈服強(qiáng)度540MPa，十字軸設(shè)計強(qiáng)度裕度偏低。

根據(jù)對十字軸斷口的金相組織分析，發(fā)現(xiàn)十字軸金相組織中有較多網(wǎng)狀鐵素體的存在，增大了材料的脆性，降低了材料的屈服強(qiáng)度，易于產(chǎn)生脆性斷裂。

通過對凸緣叉金相組織分析及硬度檢測，凸緣叉熱處理狀態(tài)為正火，硬度實測值為HB210，不符合圖紙中調(diào)質(zhì)硬度HB229～269的技術(shù)要求。由于凸緣叉硬度低，軸承孔在脈動力作用下逐漸產(chǎn)生變形，使軸承套與孔之間產(chǎn)生相互運動，造成軸承套孔研磨擴(kuò)孔，導(dǎo)致十字軸在工作過程中因不能靈活擺動而受到附加載荷。同時十字軸設(shè)計強(qiáng)度裕度偏低，隨著研磨不斷加劇，附加載荷隨之增加，當(dāng)附加載荷與工作載荷疊加值超過十字軸承受載荷，十字軸便首先在最薄弱點即應(yīng)力集中的油杯孔口位置發(fā)生脆性開裂。

5 ?改進(jìn)設(shè)計及驗證

5.1 改進(jìn)設(shè)計

（1）對該傳動機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計改進(jìn)加強(qiáng)，十字軸材質(zhì)由20Cr更換為20CrMnTi，20CrMnTi材料在淬火回火狀態(tài)下的屈服強(qiáng)度：σs=835MPa，抗拉強(qiáng)度：σb=1080MPa。改進(jìn)后材質(zhì)的屈服強(qiáng)度為和抗拉強(qiáng)度顯著提高，熱處理后心部組織晶粒等級更高，心部硬度梯度范圍減小，其熱處理性能要優(yōu)于20Cr，韌性更好，強(qiáng)度提高，所以十字軸換用20CrMnTi材質(zhì)能提高設(shè)計強(qiáng)度裕度。

（2）對十字軸應(yīng)力集中處的結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，油杯口平面做了優(yōu)化處理，補(bǔ)平了應(yīng)力集中處的外形結(jié)構(gòu)，使油杯口位置不存在應(yīng)力集中點。

（3）要求生產(chǎn)廠家加強(qiáng)過程檢驗，加強(qiáng)潤滑脂品質(zhì)控制，邊界條件、邊界尺寸、特殊情況說明需明確到設(shè)計要求中，編制《零件檢驗指導(dǎo)書》，加強(qiáng)外協(xié)件、供應(yīng)商管理，批次抽樣樣本加大，從批次控制精確到零件控制，對十字軸、凸緣叉關(guān)鍵零部件進(jìn)行標(biāo)識控制。

5.2 驗證措施

（1）改進(jìn)后傳動機(jī)構(gòu)制件完成后，生產(chǎn)廠家抽取樣件做靜扭強(qiáng)度試驗。

（2）搭載重載機(jī)器人系統(tǒng)可靠性試驗進(jìn)行驗證。

6 ?結(jié)語

取力傳動機(jī)構(gòu)十字軸斷裂問題原因定位于失效萬向節(jié)端凸緣叉制造質(zhì)量不滿足設(shè)計要求，對十字軸造成附加載荷，同時十字軸設(shè)計強(qiáng)度裕度偏低，導(dǎo)致十字軸發(fā)生脆性斷裂。針對斷裂失效原因提出了有效的改進(jìn)設(shè)計及驗證措施，為后續(xù)的取力傳動機(jī)構(gòu)十字軸設(shè)計提供了一定的參考。

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