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　　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?90的軸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)＝??＋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(jié)(157)-Y(37)

　�。�6.625×10-5(mm)

　　軸的表面粗糙度如Ra1＝1.6(μm)