液压挖掘机工作装置用轴和轴承设计（二）

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　　二、轴的设计：

5 i3 r$ A5 o9 N# q& F" Y 4 w% a) x! s+ V

　　(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。

B; T% V7 l8 R6 B: a; D0 i $ P( C5 o4 U' L7 @: D( O

　　(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。

& ~0 e" J! g' `$ S+ j7 G0 l

　　三、轴和轴承的公差配合：

% O# ~+ I6 p* {# w

　　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：

, z1 V. r5 i* e; n9 [ Z" n

　　hmin＝hs＋y12＋Ral＋Ra2＋△L＋△LD＋△

1 c4 o% n v6 U" G! w* x/ W7 n

　　hs：油膜厚度最小安全值(mm)

3 u" q& r: f* k% E' k' n7 M$ k0 w& Y . t1 j2 K. e- y6 A: p2 }5 j5 I6 h

　　Y12：轴承两端面的相对挠曲变形量

; I4 k- h& }. X9 H8 B; [9 }& }7 S; O1 ^

　　Ra1：轴的表面粗糙度

X9 h3 e: S; a% Q6 k3 v 1 @+ x4 s% d. i" Z- ?8 B

　　Ra2：轴承的表面粗糙度

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　　△L：轴在轴承内一段的直线度

, i; r+ [9 X* N; |

　　△D：轴承内圈的圆度

& S( p5 {& e* C) o! f/ ~# \( f ; y2 P+ E6 Y6 j b

　　△：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：

7 ?& M8 s3 I2 C) R

　　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)

0 g" X/ N# m$ n: n0 |* k ' D" J. Y1 U* H p: u

　　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

' i& H }: q$ n0 n0 y& c

　　轴的载荷呈对称分布，现当X在(0—207)时，弯矩方程为

6 X7 x# w) N8 {

　　M(x)＝R1×X-××(X-37)×（X-37)则

4 o5 {: E3 d1 l1 O( V$ e

　　Y(X)＝??＋cx＋D＝

　　?-＋x-x?＋Cx＋D

$ T+ L* k! w" X) B$ t % [- `0 V+ K) u. N5 i* @

　　由X＝0，Y(x)＝0得：D＝0，X＝0，θ(x)＝0得：c＝0

+ Q Y d, f+ j4 O0 r6 S

　　所以：Y(x)＝×?-＋X-X?

1 n* C, O6 T$ n& W" O

　　式中E＝270(GPa)

　　I＝×D4＝×（180)4＝5.15×107(mm4)

4 C0 X6 m" \. v) I

　　y(37)＝＝7.5×10-7(mm)

4 n. H8 N6 c4 Q& r. l + u2 R2 y0 A+ q1 s0 S

　　Y(157)＝＝6.7×10-5(mm)

　　所以，Y12＝Y(157)-Y(37)

0 M) L2 U2 {+ H1 [9 m2 E+ R

　　＝6.625×10-5(mm)

　　轴的表面粗糙度如Ra1＝1.6(μm) C! z9 T7 M; z- t

3 i* J' k, W& N; K) M8 W , J) f1 ?% B0 S5 l6 x0 }