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軸承

液壓挖掘機工作裝置用軸和軸承的設(shè)計

發(fā)布日期:2022-04-17 點擊率:73


工作裝置的可靠性對液壓挖掘機整機性能影響很大,工作裝置在工作時的工況為低速重載,這就對軸和軸承的工作性能提出了非常高的要求,而在挖掘機設(shè)計中,工作裝置的重量在能滿足設(shè)計性能參數(shù)的前提下應(yīng)盡可能的小,所以合理設(shè)計軸和軸承對挖掘機整機性能至關(guān)重要。下面就分別討論軸、軸承、軸和軸承公差配合的設(shè)計。

一、軸承的設(shè)計:

工作裝置軸承的種類繁多,按其材料可分為銅軸承、鋼軸承、復(fù)合軸承等;按其潤滑方式可分為干摩擦軸承、含油軸承、不完全油膜軸承、流體膜軸承等:我廠現(xiàn)使用軸承的潤滑方式為不完全油膜潤滑,先后使用過銅、鋼、銅基鋼背自潤滑等多種軸承。銅軸承韌性良好,耐磨性一般,對軸有較好的保護作用,但抗變形能力較差,長時間使用后易變形,造成軸承內(nèi)徑擴大,導(dǎo)致結(jié)構(gòu)件晃動;鋼軸承強度高,耐磨性好,抗變形能力強,但表面熱處理的工藝要求高;銅基鋼背自潤滑軸承兼有鋼軸承和銅軸承的優(yōu)點,同時油槽潤滑和自潤滑相結(jié)合,能有效避免軸承的燒焦,但其工藝復(fù)雜,成本較高。

軸承的設(shè)計首要考慮的是軸承的使用壽命,其壽命除燒焦外由軸承內(nèi)徑的磨損量來決定。磨損量主要受摩擦條件的影響,而摩擦又受承載、速度、雜質(zhì)、表面粗糙度、工作溫度、不同運行方式、所使用潤滑劑等條件影響,因此,磨損量只能是一個理論估計值,軸套的壽命取決于各種復(fù)雜的條件。若因供油不良,雜質(zhì)滲入而使磨損急劇變化,就很難預(yù)測磨損情況。在正常情況下,銅軸承(ZcuAll0Fe3Mn2)磨損量可由下式近似得出:

W=K×P×V×T

W:磨損量(mm)

K:摩擦系數(shù)【mm/(N/mm2·m/min·hr)】

P:承載能力(N/mm2)

V:線速度(m/min)

T:磨損時間(hr)

式中K=Ci×k,k為理想狀態(tài)下的摩擦系數(shù),K=(1~5)×10-8【mm/(N/mm2·m/min·hr)】

1、Ci=C0×Cl×C2×C3

2、承載壓力P

通常所謂承載壓力是指軸承承受載荷時,軸承支撐的最大載荷除以受壓面積,所謂受壓面積,當軸承為圓筒形時,取與軸承接觸部分的載荷方向的投影面積。

3、速度V

軸承的發(fā)熱量,主要由軸承的摩擦作用引起的,根據(jù)經(jīng)驗可得,對摩擦面溫度的上升,滑動速度V的影響遠大于承載壓力P的影響。

由此可見,軸承的壽命主要由P×V的值決定。同時PV值決定著軸承的發(fā)熱量。當軸承運轉(zhuǎn)時,軸承溫度受摩擦產(chǎn)生的熱量及熱量散發(fā)情況影響,通常會在一定溫度上穩(wěn)定下來,若運轉(zhuǎn)持續(xù)進行中有雜質(zhì)侵入,潤滑油的性能就會降低,同時由于摩擦粉末的影響,材料的疲勞,此時摩擦面的形變即發(fā)生變化,摩擦系數(shù)提高,軸承的溫度上升,致使摩擦面損傷,導(dǎo)致燒焦,基于此種情況,軸承運轉(zhuǎn)溫度越低,亦即使用低的PV值時,軸承的負荷性較好,壽命延長,所以在設(shè)計時盡可能使用較低的PV值。

二、軸的設(shè)計:

(1)、一般情況下軸的材料選用35#以上優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼,也可加入合金元素提高其熱處理性能,材料經(jīng)調(diào)質(zhì)、淬火等表面處理后,硬度超過軸承硬度即可收到比較理想的效果;當有硬物侵入時,就可把硬物嵌入軸承中,而不損傷軸;否則就會降低軸的疲勞壽命。

(2)、軸的表面粗糙度較大時,軸與軸套的突起部分會切斷油膜,造成兩者直接接觸。因此,提高軸的表面粗糙度,盡可能縮小油膜間隙,使其接近流體潤滑狀態(tài),這樣就可提高軸套的使用壽命,一般情況下軸的表面粗糙度應(yīng)在Ral.6以上。

(3)、對不承受交變載荷的軸進行電鍍,不僅可以提高其耐蝕性,而且可以有效防止粗糙磨損,提高潤滑性能。

三、軸和軸承的公差配合:

在通常情況下,軸承的外圈和結(jié)構(gòu)件之間為中型壓入配合,軸承的內(nèi)圈和軸為基孔制的間隙配合,軸承的內(nèi)圈開有油槽,加潤滑脂潤滑。軸和軸承的配合間隙過大,則存在較大的沖擊載荷,嚴重影響軸和結(jié)構(gòu)件的使用壽命;軸和軸承的配合間隙過小,則難以形成穩(wěn)定的潤滑膜,所以軸和軸承之間的間隙在保證能形成穩(wěn)定的潤滑膜的基礎(chǔ)上,應(yīng)盡可能的小;其最小值可通過下面公式理論技術(shù):

hmin=hs+y12+Ral+Ra2+△L+△LD+△

hs:油膜厚度最小安全值(mm)

Y12:軸承兩端面的相對撓曲變形量

Ra1:軸的表面粗糙度

Ra2:軸承的表面粗糙度

△L:軸在軸承內(nèi)一段的直線度

△D:軸承內(nèi)圈的圓度

△:裝配后軸承內(nèi)孔收縮量

現(xiàn)就徐工220LC-6型挖掘機動臂和斗桿連接處的軸和軸承做最小配合間隙的計算:

當直軸徑為粒梗暗鬧岬撓湍ず穸茸钚“踩值hs=6(μm),對軸做撓度分析:其中液壓系統(tǒng)的系統(tǒng)壓力為:31.4×106Pa,油缸的缸徑為140mm。

油缸的推力為:F=π×70×70×l0-6×31.4×106=4.8×105(N)

根據(jù)斗桿受力分析,Pl=P2=3.06×l05,則Rl=R2=3.06×105,

軸的受力圖可簡化為

軸的載荷呈對稱分布,現(xiàn)當X在(0—207)時,彎矩方程為

M(x)=R1×X-××(X-37)×(X-37)則

Y(X)=拉潰cx+D=

煟+x-x牐Cx+D

由X=0,Y(x)=0得:D=0,X=0,θ(x)=0得:c=0

所以:Y(x)=×煟+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)

軸的表面粗糙度如Ra1=1.6(μm)

軸承的表面粗糙度:Ra2=1.6(μ m)

軸在軸承內(nèi)一段的直線度△L=20(μ m)

軸承內(nèi)圈的圓度△D=15(pm)

裝配后軸承內(nèi)孔最大收縮量

△=×δmax

式中δmax為軸承外徑最大過盈量,δmax=45(μm)

DB為壓入前軸承外徑,DB=110(mm)

do為壓入前軸承內(nèi)徑,d0=90(mm)

經(jīng)計算△:0.91×45=40(μm)

所以,形成油膜最小間隙為:

hmim=hs+y12+Ra1+Ra2+△L+△D+△

=6+6.625×10-2+1.6+1.6+20+15+40

=84.9(μm)

而所選公差為粒梗埃其最小間隙為122μm,即可見此間隙是合適的。

總之,在軸和軸承的設(shè)計中,首先要考慮使用工況,其次在滿足使用性能的基礎(chǔ)上,軸和軸承的使用壽命稍長與整機的使用壽命即可,從而通過系統(tǒng)分析確定最佳方案。


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