液压挖掘机工作装置用轴和轴承设计

rockston

工作装置的可靠性对液压挖掘机整机性能影响很大，工作装置在工作时的工况为低速重载，这就对轴和轴承的工作性能提出了非常高的要求，而在挖掘机设计中，工作装置的重量在能满足设计性能参数的前提下应尽可能的小，所以合理设计轴和轴承对挖掘机整机性能至关重要。下面就分别讨论轴、轴承、轴和轴承公差配合的设计。　　一、轴承的设计：
; X  O+ i* ?4 {: L9 a　　工作装置轴承的种类繁多，按其材料可分为铜轴承、钢轴承、复合轴承等；按其润滑方式可分为干摩擦轴承、含油轴承、不完全油膜轴承、流体膜轴承等：我厂现使用轴承的润滑方式为不完全油膜润滑，先后使用过铜、钢、铜基钢背自润滑等多种轴承。铜轴承韧性良好，耐磨性一般，对轴有较好的保护作用，但抗变形能力较差，长时间使用后易变形，造成轴承内径扩大，导致结构件晃动；钢轴承强度高，耐磨性好，抗变形能力强，但表面热处理的工艺要求高；铜基钢背自润滑轴承兼有钢轴承和铜轴承的优点，同时油槽润滑和自润滑相结合，能有效避免轴承的烧焦，但其工艺复杂，成本较高。
　　轴承的设计首要考虑的是轴承的使用寿命，其寿命除烧焦外由轴承内径的磨损量来决定。磨损量主要受摩擦条件的影响，而摩擦又受承载、速度、杂质、表面粗糙度、工作温度、不同运行方式、所使用润滑剂等条件影响，因此，磨损量只能是一个理论估计值，轴套的寿命取决于各种复杂的条件。若因供油不良，杂质渗入而使磨损急剧变化，就很难预测磨损情况。在正常情况下，铜轴承(ZcuAll0Fe3Mn2)磨损量可由下式近似得出：
' F/ C7 D& E1 `8 S+ j5 N5 V2 |7 L　　W＝K×P×V×T
　　W：磨损量(mm)
　　K：摩擦系数【mm／(N／mm2·m／min·hr)】
　　P：承载能力(N／mm2)
　　V：线速度(m／min)
3 z3 s0 R' W- f" h' d5 U1 b　　T：磨损时间(hr)
# L! [4 [+ K' M0 e" }+ {; J7 P　　式中K＝Ci×k，k为理想状态下的摩擦系数，K＝(1~5)×10-8【mm／(N／mm2·m／min·hr)】
　　1、Ci＝C0×Cl×C2×C3
3 k" J) c* a& S) u, u) R　　2、承载压力P
1 a! U9 c8 h( f1 a7 V0 L' Z3 l; f　　通常所谓承载压力是指轴承承受载荷时，轴承支撑的最大载荷除以受压面积，所谓受压面积，当轴承为圆筒形时，取与轴承接触部分的载荷方向的投影面积。
　　3、速度V
; @8 ^/ k( k8 y& c4 i2 q　　轴承的发热量，主要由轴承的摩擦作用引起的，根据经验可得，对摩擦面温度的上升，滑动速度V的影响远大于承载压力P的影响。
　　由此可见，轴承的寿命主要由P×V的值决定。同时PV值决定着轴承的发热量。当轴承运转时，轴承温度受摩擦产生的热量及热量散发情况影响，通常会在一定温度上稳定下来，若运转持续进行中有杂质侵入，润滑油的性能就会降低，同时由于摩擦粉末的影响，材料的疲劳，此时摩擦面的形变即发生变化，摩擦系数提高，轴承的温度上升，致使摩擦面损伤，导致烧焦，基于此种情况，轴承运转温度越低，亦即使用低的PV值时，轴承的负荷性较好，寿命延长，所以在设计时尽可能使用较低的PV值。二、轴的设计：
　　(1)、一般情况下轴的材料选用35＃以上优质碳素结构钢，也可加入合金元素提高其热处理性能，材料经调质、淬火等表面处理后，硬度超过轴承硬度即可收到比较理想的效果；当有硬物侵入时，就可把硬物嵌入轴承中，而不损伤轴；否则就会降低轴的疲劳寿命。
0 G" ]0 h& T& A- O, n　　(2)、轴的表面粗糙度较大时，轴与轴套的突起部分会切断油膜，造成两者直接接触。因此，提高轴的表面粗糙度，尽可能缩小油膜间隙，使其接近流体润滑状态，这样就可提高轴套的使用寿命，一般情况下轴的表面粗糙度应在Ral.6以上。
　　(3)、对不承受交变载荷的轴进行电镀，不仅可以提高其耐蚀性，而且可以有效防止粗糙磨损，提高润滑性能。
7 E4 I7 L% t4 Z/ z3 o. ]; K　　三、轴和轴承的公差配合：
4 M5 G" k/ a" h: y1 ^　　在通常情况下，轴承的外圈和结构件之间为中型压入配合，轴承的内圈和轴为基孔制的间隙配合，轴承的内圈开有油槽，加润滑脂润滑。轴和轴承的配合间隙过大，则存在较大的冲击载荷，严重影响轴和结构件的使用寿命；轴和轴承的配合间隙过小，则难以形成稳定的润滑膜，所以轴和轴承之间的间隙在保证能形成稳定的润滑膜的基础上，应尽可能的小；其最小值可通过下面公式理论技术：
　　hmin＝hs＋y12＋Ral＋Ra2＋△L＋△LD＋△
* D8 `9 x- b7 @' L) V3 P; `　　hs：油膜厚度最小安全值(mm)
9 a2 c- c6 j" `4 [0 j　　Y12：轴承两端面的相对挠曲变形量
& ^1 Y- {5 M" Z　　Ra1：轴的表面粗糙度
. g; }# \: H+ T5 ?0 l. {　　Ra2：轴承的表面粗糙度
+ x  h* D& ^  v# P" L  n" \' `% h' |　　△L：轴在轴承内一段的直线度
　　△D：轴承内圈的圆度
　　△：装配后轴承内孔收缩量
) S8 q* Q& _0 N. F/ n5 d　　现就徐工220LC-6型挖掘机动臂和斗杆连接处的轴和轴承做最小配合间隙的计算：
　　当直轴径为?90的轴的油膜厚度最小安全值hs＝6(μm)，对轴做挠度分析：其中液压系统的系统压力为：31.4×106Pa，油缸的缸径为140mm。
! C; w% ]  N2 ?! g　　油缸的推力为：F＝π×70×70×l0-6×31.4×106＝4.8×105(N)
6 v. O: E9 v) r$ q8 o8 ?　　根据斗杆受力分析，Pl＝P2＝3.06×l05，则Rl＝R2＝3.06×105，
9 C, H) H' f' X; P' `8 a6 Y* Y　　轴的受力图可简化为
! N5 U; S0 r" h, X　　轴的载荷呈对称分布，现当X在(0—207)时，弯矩方程为
& o* ^9 D; D, a0 ~" x. z4 [- s* k/ A/ k　　M(x)＝R1×X-××(X-37)×（X-37)则
5 k+ r6 Q* g: j+ t1 N( ~　　Y(X)＝??＋cx＋D＝
7 R3 r: Y. e$ [& y& i# s9 [  s/ T　　?-＋x-x?＋Cx＋D
8 F5 ]4 F4 q# k  F. O- }: _　　由X＝0，Y(x)＝0得：D＝0，X＝0，θ(x)＝0得：c＝0
" p6 r1 [, ~: _  V; a1 Z　　所以：Y(x)＝×?-＋X-X?
5 l! r  F$ Y% \) j& W( ^$ ^, f- ^　　式中E＝270(GPa)
　　I＝×D4＝×（180)4＝5.15×107(mm4)
9 Z* G3 u! z+ I: x! T　　y(37)＝＝7.5×10-7(mm)
; a  `+ U5 U1 V4 x5 [% }0 N& [　　Y(157)＝＝6.7×10-5(mm)
* ]# H3 v4 p, y, v! U+ i! g　　所以，Y12＝Y(157)-Y(37)
　　＝6.625×10-5(mm)
$ \- u8 P- C1 Y; z% O# p　　轴的表面粗糙度如Ra1＝1.6(μm)