挖掘机工作液压缸的活塞杆部位的螺纹在使用中常常发生断裂，连同8×ϕ50mm销都被拉断。因而工作时需要经常更换调整液压缸或联接销，这就限制了生产能力的发挥，同时也给安全生产带来较大隐患。

1.故障分析和理论研究

如图11-44所示，由于液压缸活塞部分活塞杆与活塞的连接是采用螺纹联接。根据液压缸的受载状态，活塞杆的功能类似大螺栓，而活塞部分的件8是个大螺母。

现就单个螺栓的联接情况作受力分析。

由液压缸的工作原理可知，螺栓属于受拉状态。受拉螺栓在轴向拉力（包括预紧力）的作用下，螺栓杆和螺纹部分可能发生塑性变形或断裂。根据液压缸已经破坏的情况分析，活塞杆螺纹的抗拉强度不够。

（1）活塞部分螺纹联接的预紧力

图11-44 原总图

1—耳座 2—缸体 3—导向套 4—铜套 5—距离套 6—活塞垫 7—活塞 8—大螺母 9—销8×50

绝大部分的螺纹联接在装配时都必须拧紧，使联接在承受工作载荷之前受到预紧力的作用。预紧的作用在于增强联接的可靠性和紧密性，以防止螺纹受载后在联接件之间出现缝隙或发生相对滑移现象。适当选用较大的预紧力，对于提高螺纹联接的可靠性及联接件的疲劳强度都是有利的。液压缸活塞部件的联接也是这样。通常情况下，拧紧后的螺纹联接件的预紧力不得超过其材料的屈服极限σ_s的80%。

（2）液压缸工作状态下的受力

在受力状态下，液压缸的活塞部分受力，属于既承受预紧力又承受工作拉力的紧螺栓联接。这种紧螺栓的联接在承受轴向载荷后，由于螺栓与被联接件的弹性变形，螺栓所受的总拉力F并不等于预紧力和工作拉力之和。据理论分析螺栓的总拉力：

F=F₀+F_P×C_b/（C_b+C_m）式中，F₀为螺栓的预紧力（N）；F_P为液压缸工作拉力（N）；C_b为螺栓的刚度（N/m）；C_m为被联接件的刚度（N/m）；C_b/（C_b+C_m）为螺栓的相对刚度。

由于液压缸的工作介质是油压，故C_m值接近于0，C_b/（C_b+C_m）≈1，那么

F=F₀+F_P=F₀+p×A₂

根据液压缸的技术要求，安全阀的开启压力为32MPa，故设定p=32MPa；A₂为液压缸左侧环形截面积（m²）。考虑到液压缸活塞杆活塞部分在总压力F的作用下，根据螺栓得到的拉伸条件：

式中，[σ]为螺栓的屈服极限，取值[σ]=900MPa；d₀为活塞杆内腔孔直径d₀=ϕ30mm；n为安全系数，取n=1.3。经代入上面各式可得，活塞杆部分的螺纹区域直径d₁≥ϕ75.7mm。尽管后部用8×ϕ50mm销联接，但在不连续的冲击作用下，原先设计的活塞杆部件的螺纹直径（d₁=ϕ70mm）就显得不够了。(www.daowen.com)

2.提高螺栓联接的改进设计

图11-45 改进型设计

1—耳座 2—缸体 3—距离套 4—活塞垫 5—活塞 6—大螺母

（1）活塞部分结构参数的改变

根据上述计算结果，结合液压缸现有结构的实际情况，同时考虑受力的不连续性、冲击性，选用活塞杆螺纹部分的直径d₂=ϕ90mm，原活塞部位活塞杆直径ϕ90mm改为ϕ105mm，如图11-45所示。

液压缸活塞杆的材料选用40Cr是比较合理的，一方面活塞杆本身强度所需，另一方面液压缸在工作时，经常会发生冲击、振动。因此选材时，选用螺母的材料强度级别应低于螺栓材料的强度级别，螺母的硬度稍低于活塞杆螺纹部分的硬度（约低于20～40HBW），以减少磨损及避免螺旋咬死，同时更换螺母也比较方便。原设计采用45钢，现采用35钢或45钢。

（2）改善螺纹牙间载荷分布不均的现象

以上结构件的改变，可以大大增加了液压缸的寿命。不论螺栓联接的具体结构如何，活塞部分的总拉力都是通过螺纹牙面相接触来传递的。由于活塞杆与其螺母的刚度及变形的性质不同，即使制造和装配精度都很高，各圈螺纹上的受力也是不同的。如图11-46所示。

活塞杆相对受拉时，活塞杆外螺纹的螺距增大，螺母受压缩，内螺纹的螺距减小。螺纹距离的变化差以旋合的第一圈为最大，依次逐减。图11-47所示是旋合螺纹间的载荷分布。可以证明，约有1/3的载荷集中在第一圈上，第八圈后的螺纹牙几乎不承受载荷。因此增加螺母厚度并不能提高联接的强度。所以把原设计件8（见图11-44）的大螺母改制成图11-48所示的大螺母结构型式，使螺母有30mm长的旋合部分全部受拉，其变形性质与活塞杆螺纹部分相同，从而可以减少二者的螺距变化差，使螺纹牙上的载荷分布趋于均匀。这样也大大提高了联接件的寿命。

图11-46 旋合螺纹的变形示意图

图11-47 旋合螺纹间的载荷分布图

图11-48 大螺母

再者，考虑到制造成本，图11-44中的导向套3连同铜套、弹簧挡圈等改造成图11-45所示的导向套结构形式，并用DM130×3×45导向环导向。这不仅使加工工艺简单，也省去了材料费较贵的铜套，而且更换导向套也方便。