液压挖掘机工作装置用轴和轴承的设计（二）

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 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。 
    (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。 

    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＋△ 
    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。 
    油缸的推力为：Ｆ＝π×７０×７０×ｌ０－６×３１．４×１０６＝４．８×１０５（Ｎ） 
    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 
    轴的载荷呈对称分布，现当Ｘ在（０—２０７）时，弯矩方程为 
    Ｍ（ｘ）＝Ｒ１×Ｘ－××（Ｘ－３７）×（Ｘ－３７）则 
    Ｙ（Ｘ）＝??＋ｃｘ＋Ｄ＝ 
    ?－＋ｘ－ｘ　＋Ｃｘ＋Ｄ 
    由Ｘ＝０，Ｙ（ｘ）＝０得：Ｄ＝０，Ｘ＝０，θ（ｘ）＝０得：ｃ＝０ 
    所以：Ｙ（ｘ）＝×?－＋Ｘ－Ｘ　 
    式中Ｅ＝２７０（ＧＰａ） 
    Ｉ＝×Ｄ４＝×（１８０）４＝５．１５×１０７（ｍｍ４） 
    ｙ（３７）＝＝７．５×１０－７（ｍｍ） 
    Ｙ（１５７）＝＝６．７×１０－５（ｍｍ） 
    所以，Ｙ１２＝Ｙ（１５７）－Ｙ（３７） 
    ＝６．６２５×１０－５（ｍｍ） 
    轴的表面粗糙度如Ｒａ１＝１．６（μｍ） 
    轴承的表面粗糙度：Ｒａ２＝１．６（μ ｍ） 
    轴在轴承内一段的直线度△Ｌ＝２０（μ ｍ） 
    轴承内圈的圆度△Ｄ＝１５（ｐｍ） 
    装配后轴承内孔最大收缩量 
    △＝×δｍａｘ 
    式中δｍａｘ为轴承外径最大过盈量，δｍａｘ＝４５（μｍ） 
    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△：０．９１×４５＝４０（μｍ） 
    所以，形成油膜最小间隙为： 
    ｈｍｉｍ＝ｈｓ＋ｙ１２＋Ｒａ１＋Ｒａ２＋△Ｌ＋△Ｄ＋△ 
    ＝６＋６．６２５×１０－２＋１．６＋１．６＋２０＋１５＋４０ 
    ＝８４．９（μｍ） 
    而所选公差为?９０，其最小间隙为１２２μｍ，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。 2 n/ H% J' B2 U9 A