重載機器人用取力傳動機構十字軸失效分析及改進設計

徐傳勝 張延強

摘 ? 要：針對某重載機器人系統的取力傳動機構十字軸工作時發生斷裂的問題，建立了故障樹，并對故障樹所列原因逐一排查分析，準確地定位了十字軸斷裂問題產生的原因，為失效萬向節端凸緣叉制造質量不滿足設計要求，對十字軸造成附加載荷，同時十字軸設計強度裕度偏低，導致十字軸發生脆性斷裂。分析了其失效機理，提出了有效的改進方案及驗證措施，為后續的取力傳動機構十字軸改進設計提供了一定的參考。

關鍵詞：十字軸 ?失效機理 ?改進設計 ?驗證措施

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

1 ?故障現象

取力傳動機構主要由凸緣叉、十字軸萬向節叉等部分組成。在實際工作過程中取力傳動機構中的十字軸突然發生斷裂現象。經對失效十字軸宏觀檢查發現：（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）軸承碗內油脂充分，潤滑良好;（4）十字軸外圓未發現壓痕;（5）凸緣叉裝配滾針軸承套的叉臂發生明顯扭轉;（6）十字軸柱發生偏轉。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，根據故障發生過程的描述和對故障件的檢查結果，以十字軸斷裂為頂事件，結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 傳動機構設計強度不足

系統實際工作時，使用負載對傳動機構輸入的扭矩：T實=880.4N.m，取力傳動機構額定扭矩：T額=1200 N·m，1.25T實

十字軸材質為20Cr，該材料在滲碳淬火狀態下屈服強度：σs=540MPa，抗拉強度：σb=835MPa。通過ABAQUS軟件分別在1200N·m和900N·m的負載扭矩作用下對十字軸進行了有限元分析，得到十字軸的應力分布云圖，如圖3所示。經分析可知，該十字軸在1200N·m的負載扭矩作用下，十字軸油嘴孔的邊緣處存在應力集中，最大計算應力為778.7MPa，超過20Cr材料的屈服強度值540MPa。對十字軸施加900N·m負載進行計算分析，最大應力值584MPa，發生在十字軸油杯孔口位置，同樣超出了20Cr材質十字軸的屈服強度。

綜上所述，不能排除20Cr材質十字軸由于強度不足而產生斷裂的原因。

2.3 十字軸材料缺陷

十字軸材質為20Cr，圖樣要求表面進行淬硬處理（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行微觀形貌觀察和能譜分析，源區位于表面，源區及距表面深約1.5mm區域內的斷面均呈沿晶及少量穿晶形貌，其它區域斷面均呈準解理形貌，斷面上未見明顯材料缺陷，如圖4所示。對斷面進行能譜分析，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。分析結果表明滲碳層的斷裂呈現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行顯微硬度測試，測試結果表明十字軸表面淬硬層硬度及心部硬度均符合設計要求，測試結果詳見表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。分析結果表明：斷裂十字軸金相組織中出現很明顯的晶界鐵素體組織，俗稱網狀鐵素體，網狀鐵素體的存在會明顯降低材料的力學性能，特別是會明顯增加材料脆性。因此，網狀鐵素體是引起十字軸發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，調質處理，硬度要求為HB229～269。對失效傳動機構的宏觀檢查發現，因斷裂而分成兩部分與傳動機構相連接的萬向節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生明顯偏轉，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現，軸承套孔局部呈現明顯研磨痕跡，如圖8中b）圖所示，軸承套孔內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氧化現象。

對凸緣叉的金相組織及力學性能等進行分析，凸緣叉臂金相組織如圖9。分析表明凸緣叉臂為正火狀態，金相組織為鐵素體加珠光體;對凸緣叉所進行的硬度檢驗結果為HB210，但技術文件中要求的45鋼調質后硬度應達到HB229～269。以上結果得出，失效傳動機構凸緣叉不滿足45鋼調質后性能要求，硬度偏低，軸承孔在脈動力作用下逐漸產生變形，使軸承套與孔之間產生相互運動，造成軸承套孔研磨擴孔，對傳動機構產生附加載荷。

2.6 缺潤滑脂燒蝕

經拆檢，取力傳動機構兩端萬向節油脂充分，潤滑良好，且無燒蝕痕跡，排除萬向節缺潤滑脂燒蝕損壞的原因。

2.7 安裝不合理

故障發生后，對故障取力傳動機構的安裝進行了復查，斷裂傳動機構兩端連接螺栓，未發現松動現象。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，符合傳動機構設計長度862～920mm要求。復查設計文件，傳動機構安裝角度4.6°，小于該傳動機構許用安裝角度6°。經上述檢查，排除傳動機構安裝不合理原因。

2.8 傳動機構動不平衡

傳動機構動不平衡是傳動系彎曲振動的激力源。如果不平衡，旋轉的傳動機構因其質量偏心產生的離心慣性力，是引起傳動機構彎曲振動的干擾力，傳動機構運動過程中兩端萬向節叉將因產生附加彎矩而早期損壞。

該傳動機構動平衡技術要求為不平衡量小于40g·cm，廠家在該機構出廠前嚴格按技術要求進行了動平衡，動平衡報告結果為左右兩面分別為22g·cm和17g·cm，結果滿足要求。故障發生后檢查發現，該傳動機構平衡塊完好、裝配標記對正，排除傳動機構動不平衡原因。

2.9 過載沖擊

如果傳動機構所受瞬時沖擊扭矩超過額定扭矩，便因強度不足而存在斷裂風險。

通過無線扭矩測試設備對各工況下傳動機構實際扭矩及運行過程中的發電機、電動機電流進行了測試，測試結果表明，傳動機構在系統各工況下的扭矩峰值最大值為874.3N·m，按照系統實際使用負載計算最大扭矩為880.4N·m，全工作流程實測扭矩并未超過該傳動機構設計扭矩，排除傳動機構過載損壞原因。

3 ?故障定位

綜上分析可知，該取力傳動機構十字軸斷裂的質量問題原因定位于失效萬向節端凸緣叉制造質量不滿足設計要求，對十字軸造成附加載荷，同時十字軸設計強度裕度偏低，導致十字軸發生脆性斷裂。

4 ?機理分析

采用無線扭矩測試設備測得各工況下傳動機構最大峰值扭矩為874.3N·m，發生在取力機構掛接的瞬間，如圖10所示。對系統復核復算的最大負載扭矩880.4N·m，將傳動機構額定扭矩定為900N·m，建立十字軸數模進行計算分析，最大應力為584MPa，位于油杯孔口位置。最大應力超過了20Cr材質滲碳淬火后的屈服強度540MPa，十字軸設計強度裕度偏低。

根據對十字軸斷口的金相組織分析，發現十字軸金相組織中有較多網狀鐵素體的存在，增大了材料的脆性，降低了材料的屈服強度，易于產生脆性斷裂。

通過對凸緣叉金相組織分析及硬度檢測，凸緣叉熱處理狀態為正火，硬度實測值為HB210，不符合圖紙中調質硬度HB229～269的技術要求。由于凸緣叉硬度低，軸承孔在脈動力作用下逐漸產生變形，使軸承套與孔之間產生相互運動，造成軸承套孔研磨擴孔，導致十字軸在工作過程中因不能靈活擺動而受到附加載荷。同時十字軸設計強度裕度偏低，隨著研磨不斷加劇，附加載荷隨之增加，當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力集中的油杯孔口位置發生脆性開裂。

5 ?改進設計及驗證

5.1 改進設計

（1）對該傳動機構進行設計改進加強，十字軸材質由20Cr更換為20CrMnTi，20CrMnTi材料在淬火回火狀態下的屈服強度：σs=835MPa，抗拉強度：σb=1080MPa。改進后材質的屈服強度為和抗拉強度顯著提高，熱處理后心部組織晶粒等級更高，心部硬度梯度范圍減小，其熱處理性能要優于20Cr，韌性更好，強度提高，所以十字軸換用20CrMnTi材質能提高設計強度裕度。

（2）對十字軸應力集中處的結構進行優化，油杯口平面做了優化處理，補平了應力集中處的外形結構，使油杯口位置不存在應力集中點。

（3）要求生產廠家加強過程檢驗，加強潤滑脂品質控制，邊界條件、邊界尺寸、特殊情況說明需明確到設計要求中，編制《零件檢驗指導書》，加強外協件、供應商管理，批次抽樣樣本加大，從批次控制精確到零件控制，對十字軸、凸緣叉關鍵零部件進行標識控制。

5.2 驗證措施

（1）改進后傳動機構制件完成后，生產廠家抽取樣件做靜扭強度試驗。

（2）搭載重載機器人系統可靠性試驗進行驗證。

6 ?結語

取力傳動機構十字軸斷裂問題原因定位于失效萬向節端凸緣叉制造質量不滿足設計要求，對十字軸造成附加載荷，同時十字軸設計強度裕度偏低，導致十字軸發生脆性斷裂。針對斷裂失效原因提出了有效的改進設計及驗證措施，為后續的取力傳動機構十字軸設計提供了一定的參考。

參考文獻

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