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    工作裝置的可靠性對液壓挖掘機(jī)整機(jī)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(jī)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(jī)整機(jī)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(hù)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(kuò)大，導(dǎo)致結(jié)構(gòu)件晃動；鋼軸承強(qiáng)度高，耐磨性好，抗變形能力強(qiáng)，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(diǎn)，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(yùn)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(dāng)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(yàn)可得，對摩擦面溫度的上升，滑動速度Ｖ的影響遠(yuǎn)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(dāng)軸承運(yùn)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(yùn)轉(zhuǎn)持續(xù)進(jìn)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(yùn)轉(zhuǎn)溫度越低，亦即使用低的ＰＶ值時，軸承的負(fù)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(dāng)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(jìn)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(yán)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(jī)動臂和斗桿連接處的軸和軸承做最小配合間隙的計算：

    當(dāng)直軸徑為�粒梗暗妮S的油膜厚度最小安全值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，
    軸的載荷呈對稱分布，現(xiàn)當(dāng)Ｘ在（０—２０７）時，彎矩方程為
    Ｍ（ｘ）＝Ｒ１×Ｘ－××（Ｘ－３７）×（Ｘ－３７）則
    Ｙ（Ｘ）＝�拉溃�ｃｘ＋Ｄ＝
  �煟�＋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）＝×�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(jī)的使用壽命即可，從而通過系統(tǒng)分析確定最佳方案。