安全销断裂原因分析3.doc

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1、原因分析3・11见图1所示，在正常情况下，弧齿联轴器上按配钻标记相对应的两销孔具有较好的同心度，且右外法兰盘与屮间齿圈配合处不存在因燃损而造成的过大间隙.弧齿联轴器上的安全销在工作时只承受肴剪切作用而传递T•作扭矩.当工作负荷超载时，安全销发生正常断裂，从而起到保护作用。但是，现场处的安全销并没有按配钻标记安装，由此造成了装上的安全销在横向因受迫发生一定程度的变形(见图2】，其销轴线偏斜角为.所以，安全销在工作Z前就已受到了一定的附加弯矩的作用.另外，由于在右外法兰盘与屮间内齿圈有过大的间隙，所以中间内齿圈在T作时会出现不停的横向摆动(摆动幅角为au).受此影响，工作时的安全销也随

2、其不停的摆动.即安全销又受到一不断变化的附加弯矩的作用.图2弧齿联轴器内有两处偏心3.1.2由于现场弧齿联轴器内的轮齿磨损比较严重，工作时不能进行正常的啮合，从而引起冲击振动，这使安全销的受力状况更加恶化.3.1_3现场所使用的安全销质量较茅，故抗破坏的强度达不到预期的设计标准.当受到变化的动载荷作用时更易发生疲劳破坏.3.1.4在安全销受力状况正常时，强化压下规程可使得安全销上的丁•作负荷加大，当超过其强度极限值时安全销发生正常断裂破坏.但现场处的安全销除了要承受工作负荷外，还要额外承受附加弯矩和冲击振动，已属于非正常情况.这时，强化压下规稈则会加剧断销的发生。3.2对计算结果的

3、分析(1)按安全销受力状况正常计算，在轧制生产过程中平均每个安全销所受到的最大剪应力为T=199.17MPa,约为其剪切强度极限(W=41OMPa)的一半•所以在理论上讲安全销处于安全状态。(2)按安全销受力状况非正常计算.因安全销这《机械工程师》1998.4时的受力状况不断变化，比较复杂.为了简化，在能够说明问题的前提下，只做静力计算.参见图3,Mo和M2分别是与前述和％相对应的附加弯矩，且祁未知;是由M。和M'共同引起的总变形，可实测出为已知。经计算，销上危险点1处的附加应力值为=447MPa,再考虑其上的工作剪应力值，由第三强度理论得该点处的当量应力值6,~=59&72MPa

4、.它已接近安全销的强度极限=640MPao可见附加弯矩的影响是很大的。考虑到还有冲击振动和强化压下规稈的影响，1点处的当量应力值还应更大，所以频繁发生断销事故.受到附加弯矩作用的安全销4几点措施(1)更换掉原弧齿联轴器，要求新的弧齿联轴器各项尺寸必须符合原设计标准。(2)在安装安全销时，要严格按照配钻标记进行，必须保证两对应销孔的同心度。另外，在弧齿联轴器的基建安装时，应尽量减少其桀体倾角，以保证其上各部分零件具有良好的工作状况。(3)定期定量对弧齿联轴器给油及更换新油，以保证备配合处及轮齿啮合处为边界摩擦状态.(4)提高安全销的质量，在材质、结构尺寸、加工T•艺及调质处理等方面都

5、要严格遵照标准。当安全销受力状况正常时，强化压下规程仍然可引起断销，这是正常破坏.对此，要综合考虑产量与断销破坏之间的矛盾。应以最佳经济效益为目标，优化压下规程，并在生产过程屮强化管理。5结朿语木文所提岀的解决安全销断销闻题的一些具体措施已被厂方采用.在采取这些措施后的七年时间里，弧齿联轴器的工作正常，达到了原设计的要求，从根木上解决了因非正常断销而影响到工厂正常生产这一难题，取得了显著的经济效益