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1、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： 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
2、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
3、(ZcuAII0Fe3Mn2 )磨损量可由下式近似得出： W=KXPXVXTW:磨损量(mm)K:摩擦系数【m m/(N/mm2m/minh r)】P:承载能力(N/mm2)V:线速度(m/min)T:磨损时间(hr)式中K = CiXk,k为理想状态下的摩擦系数，K= (15)X10-8mm/(N/mm2m/minh r)】1、Ci=C0XCIXC2XC32、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
4、，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PXV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
5、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。(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Rai .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。三、轴和轴承的公差配合： 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
6、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+Rai+Ra2+L+LD+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220LC6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 9 0的轴的
7、油膜厚度最小安全值hs=6 (|dm),对轴做挠度分析：其中液 压系统的系统压力为：314X106Pa，油缸的缸径为140mm。油缸的推力为：F = nX70X70Xi0-6X31 4X106 = 4 8X105 (N) 根据斗杆受力分析，Pi=P2 = 3 .06X105，则Ri=R2 = 3 .06X105, 轴的受力图可简化为轴的载荷呈对称分布，现当X在(0 2 07 )时，弯矩方程为M(x)=R1XX-XX(X-37)X(X-37 )贝Y(X)=+ c x +D =-+x-x+Cx+D由 X = 0,Y(x)= 0得：D = 0,X = 0,e(x)= 0得：c=0所以：丫(x)=X_
8、 x_x式中 E = 270 (GPa)|=XD4 = X(180) 4 = 5 .1 5X107 (mm4) y(37)=75X10-7(mm)Y(157)=6.7X10-5(mm)所以，丫 12 = 丫(157)丫(37)=6.625X10-5(mm)轴的表面粗糙度如Ra1 = 1.6(um)轴承的表面粗糙度：Ra2=1.6(u m)轴在轴承内一段的直线度L=20(u m)轴承内圈的圆度D=15(pm)装配后轴承内孔最大收缩量=X5max式中6max为轴承外径最大过盈量，&max=45(m)DB为压入前轴承外径，DB=110(mm)do为压入前轴承内径，d0 = 90(mm)经计算A:。.
9、 9 1X45 = 40(|im)所以，形成油膜最小间隙为：hmim=hs+y12+Ra1+Ra2+L+AD+A= 6 + 6 .625X10 2+ 1.6+1. 6 + 20+15 + 40= 84.9(|im)而所选公差为 9 0,其最小间隙为即可见此间隙是合适的。总之，在轴和轴承的设计中，首先要考虑使用工况，其次在满足使用性能的基础上，轴和轴 承的使用寿命稍长与整机的使用寿命即可，从而通过系统分析确定最佳方案。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
10、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: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
11、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(ZcuAII0Fe3Mn2 )磨损量可由下式近似得出： W=KXPXVXTW:磨损量(mm)K:摩擦系数【m m/(N/mm2m/minh)】P：承载能力(N/mm2)V:线速度
12、(m/min)T:磨损时间(hr)式中K = CiXk，k为理想状态下的摩擦系数，K = (15)X10 8【mm/(N /mm2m/minhr)】1、Ci=C0XCIXC2XC32、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。由此可见，轴承的寿命主要由PXV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
13、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3 5#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。(2) 、轴的表面粗糙度
14、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Rai .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。三、轴和轴承的公差配合：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
15、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+Rai+Ra2+L+LD+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220LC6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 9 0的轴的油膜厚度最小安全值hs=6 (|dm),对轴做挠度分析：其中液 压系统的系统压力为：314X106Pa，油缸的缸径为140mm。油缸的推力为：F = nX70X70Xi0-6X31 4X106 = 4 8X105 (N) 根据斗杆受力分析，Pi=P2 = 3 .06X105，则Ri=R2 = 3 .06X105， 轴的受力图可简化为轴的载荷呈对称分布，现当X在(0 2 07 )时，弯矩方程为M(x)=R1XX-XX(X-37)X(X-37 )贝Y(X)=+ c x +D =-+x-x+Cx+D由 X = 0，Y(x)= 0得：D = 0，X = 0，e(x)= 0得：c=0所以：丫(x)=X_ x_x式中 E = 270 (GPa)|=XD4
