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液壓挖掘機工作裝置用軸和軸承的設計

編輯: 二手挖掘機  日期:2015-12-16

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,而在挖掘機設計中,工作裝置的重量在能滿足設計性能參數的條件下應盡可能的小,所以公道設計軸和軸承對挖掘機整機性能至關重要。下面就分別討論軸、軸承、軸和軸承公差配合的設計。

一、軸承的設計:

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,造成軸承內徑擴大,導致結構件晃動;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點,同時油槽潤滑和自潤滑相結合,能有效避免軸承的燒焦,但其工藝復雜,本錢較高。

軸承的設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、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,雜質滲透而使磨損急劇變化,就很難猜測磨損情況。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【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為理想狀態下的摩擦系數,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

軸承的發熱量,主要由軸承的摩擦作用引起的,根據經驗可得,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值決定著軸承的發熱量。當軸承運轉時,軸承溫度受摩擦產生的熱量及熱量散發情況影響,通常會在一定溫度上穩定下來,若運轉持續進行中有雜質侵進,潤滑油的性能就會降低,同時由于摩擦粉末的影響,材料的疲憊,此時摩擦面的形變即發生變化,摩擦系數進步,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,所以在設計時盡可能使用較低的PV值。

二、軸的設計:

(1)、一般情況下軸的材料選用35#以上優質碳素結構鋼,也可加進合金元素進步其熱處理性能,材料經調質、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;當有硬物侵進時,就可把硬物嵌進軸承中,而不損傷軸;否則就會降低軸的疲憊壽命。

(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,進步軸的表面粗糙度,盡可能縮小油膜間隙,使其接近流體潤滑狀態,這樣就可進步軸套的使用壽命,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,不僅可以進步其耐蝕性,而且可以有效防止粗糙磨損,進步潤滑性能。

三、軸和軸承的公差配合:

在通常情況下,軸承的外圈和結構件之間為中型壓進配合,軸承的內圈和軸為基孔制的間隙配合,軸承的內圈開有油槽,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,嚴重影響軸和結構件的使用壽命;軸和軸承的配合間隙過小,則難以形成穩定的潤滑膜,所以軸和軸承之間的間隙在保證能形成穩定的潤滑膜的基礎上,應盡可能的小;其最小值可通過下面公式理論技術:

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:軸在軸承內一段的直線度

△D:軸承內圈的圓度

△:裝配后軸承內孔收縮量

現就徐工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:其中液壓系統的系統壓力為: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(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)

軸在軸承內一段的直線度△L=20(μ m)

軸承內圈的圓度△D=15(pm)

裝配后軸承內孔最大收縮量

△=×δmax

式中δmax為軸承外徑最大過盈量,δmax=45(μm)

DB為壓進前軸承外徑,DB=110(mm)

do為壓進前軸承內徑,d0=90(mm)

經計算△: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?90,其最小間隙為122μm,即可見此間隙是合適的。

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

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