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：
* S) ]% f9 h" j+ j　　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。
# S  y4 \: x/ t3 _7 y: O$ ~( e　　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：
/ q+ A$ V) {; `) K* }( C' Z' C　　W＝K×P×V×T
　　W：磨损量(mm)
　　K：摩擦系数【mm／(N／mm2·m／min·hr)】
) G: X/ T" a2 e9 Y! J　　P：承载能力(N／mm2)
5 c" Y% s0 U3 N& y& i& @　　V：线速度(m／min)
　　T：磨损时间(hr)
( _7 O- d$ X# M" `  \% L& J　　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)】
  J! k6 x( S- o7 w& A　　1、Ci＝C0×Cl×C2×C3
- e8 M: e8 V0 A: t7 v# {% V　　2、承载压力P
　　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
　　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。
: U/ j  U. N+ p/ A　　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。
" k5 K) Y/ w) \% X3 t- M　　(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。
5 S1 g, h2 p& S( N+ M; G　　(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。
　　三、轴和轴承的公差配合：
4 q6 J; t4 ]. M　　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：
  u5 a7 ~3 W' K　　hmin＝hs＋y12＋Ral＋Ra2＋△L＋△LD＋△
  m1 D1 l9 i# x3 Z9 ^3 ?4 M- _　　hs：油膜厚度最小安全值(mm)
　　Y12：轴承两端面的相对挠曲变形量
! h, [0 A8 N" g  Z3 p4 D　　Ra1：轴的表面粗糙度
　　Ra2：轴承的表面粗糙度
　　△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
　　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。
0 m$ q2 _8 B3 a4 c/ N　　油缸的推力为：F＝π×70×70×l0-6×31.4×106＝4.8×105(N)
2 V, p! e- ]; }. Q$ W  W! s  R　　根据斗杆受力分析，Pl＝P2＝3.06×l05，则Rl＝R2＝3.06×105，
　　轴的受力图可简化为
( @* P8 V/ F' d9 p$ _　　轴的载荷呈对称分布，现当X在(0—207)时，弯矩方程为
2 j8 W- F1 B) i$ Q4 `　　M(x)＝R1×X-××(X-37)×（X-37)则
, A5 b8 u) f5 ]3 H7 m) y& z! c0 D　　Y(X)＝??＋cx＋D＝
) W! {5 z7 |% E  Z% W* X0 X! |　　?-＋x-x?＋Cx＋D
　　由X＝0，Y(x)＝0得：D＝0，X＝0，θ(x)＝0得：c＝0
+ c' f$ `' O( Y8 b3 Z7 h　　所以：Y(x)＝×?-＋X-X?
　　式中E＝270(GPa)
' q  w3 ]4 }; o: S6 X3 U　　I＝×D4＝×（180)4＝5.15×107(mm4)
, \) t# c7 J0 B$ b1 ^　　y(37)＝＝7.5×10-7(mm)
　　Y(157)＝＝6.7×10-5(mm)
　　所以，Y12＝Y(157)-Y(37)
" `/ N4 U& P- W　　＝6.625×10-5(mm)
　　轴的表面粗糙度如Ra1＝1.6(μm)